Комбинированные турбопоршневые двигатели - Шелест П.А.

Author: Шелест П.А.

Tags: конструкции двигатели топливная аппаратура государственное научно техническое издательство машиностроительной литературы комбинированные двигатели

Year: 1958

Similar

Двигатели внутреннего сгорания. Системы поршневых и комбинированных двигателей

Впрыск топлива в транспортные двигатели с принудительным зажиганием

Новейшие течения в развитии тепловых двигателей

Text

П. А. ШЕЛЕСТ
канд. техн, наук
КОМБИНИРОВАННЫЕ
ТУРБОПОРШНЕВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
МАШГИЗ
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
Москва 1958

В книге дается краткий обзор развития комбини-
рованных двигателей и их классификация. Приводится
расчет комбинированных двигателей. Освещаются во-
просы теории и конструкции комбинированных двига-
телей со свободно-поршневым генератором газа и его
динамика.
Приводится описание конструкции и особенности
расчета топливной аппаратуры для установок со сво-
бодно-поршневыми генераторами газов.
В книге рассматриваются также методы расчета и
построение характеристик работы генераторов газа со
свободно движущимися поршнями и расчет газовой
турбины комбинированного двигателя.
Книга предназначена для инженеров, занимающихся
вопросами совершенствования двигателей внутреннего
сгорания, и может быть полезна студентам машино-
строительных институтов.
Рецензент канд. техн, наук Н. В. Пульманов
Редактор инж. А. С. Близнянский
Редакция литературы общетехнической и по транспортному машиностроению
Зав. редакцией инж. К. А. ПОНОМАРЕВА
Посвящается памяти
Заслуженного деятеля науки и техники,
доктора технических наук, профессора
Алексея Несторовича Шелеста
АВТОР
ГЛАВА I
КОМБИНИРОВАННЫЕ ТУРБОПОРШНЕВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
§ 1. ВВЕДЕНИЕ
В настоящее время вряд ли можно переоценить значение ком-
бинированных двигателей. Современное машиностроение требует
создания малогабаритных и высококачественных двигателей.
Этим требованиям отвечают транспортные комбинированные
двигатели, габариты которых лишь немного больше габаритов
газотурбинных двигателей с постоянным давлением сгорания,
а расход топлива значительно меньше. У современных комбини-
рованных двигателей к. п. д. достигает 40—42%, т. е. значи-
тельно выше, чем у других двигателей. В табл. 1 приводятся дан-
ные по расходу топлива и по весу установки, отнесенному к 1 л. с.
мощности, позволяющие сравнить различные энергетические
установки.
Таблица 1
Основные характеристики силовых судовых
установок
Установка Удельный вес в кг/л.с. Удельный расход топлива в г!л.с.ч.
Паротурбинная на жидком топливе Судовой двухтактный дизель; 130 290
Ne = 3000-Г-8000 л. с. Газовая турбина с постоянным давле- нием сгорания; 60 170
Ne = 40004-8000 л. с. Комбинированный двигатель; 14,5 290
Ne = 10004-2000 л. с. 12,5 175
В табл. 1 приведены примерные данные для силовых уста-
новок одного назначения. Для специальных целей установки
могут быть выполнены более легкими, но соотношение между
их весовыми характеристиками сохраняются. Современное со-
5
стояние техники позволяет создать в ближайшее время комби-
нированные двигатели, расход топлива в которых будет 150 г
на каждую лошадиную силу, снимаемую с вала турбины.
Особенно широкое распространение получили комбинирован-
ные двигатели в различных транспортных установках. В настоя-
щее время они с успехом применяются на тепловозах, автомо-
билях, теплоходах и в авиации.
Комбинированный двигатель работает по следующей схеме
(фиг. 1): компрессор 1 приводится во вращение поршневым дви-
гателем 2; энергия выпускных газов используется в расшири-
тельной машине 3. Компрессор для комбинированного двигателя
может быть использован лю-
бого типа: центробежный, осе-
вой или поршневой. Точно так-
же расширительная машина
может быть поршневого или
турбинного типа. Двигатель 2
работает по четырехтактному,
либо по двухтактному процес-
су. В последнем случае давле-
ние выпускных газов несколь-
ко меньше давления воздуха
Фиг. 1. Схема комбинированного
двигателя:
1 — компрессор; 2 — двигатель; 3 — расшири-
тельная машина.
после компрессора.
Таким образом, любой комбинированный двигатель характе-
ризуется наличием трех основных элементов: компрессора, порш-
невого двигателя и расширительной машины. В случае примене-
ния в качестве расширительной машины газовой турбины ком-
бинированный двигатель часто называется турбопоршневым.
Кинематическая связь всех трех элементов, образующих комби-
нированный двигатель, может быть различная.
Исторически комбинированные двигатели были впервые пред-
ложены для тепловозов в начале текущего столетия. Примене-
ние комбинированного двигателя для транспортных установок
решает ряд специфических вопросов. Рассмотрим эти вопросы
применительно к тепловозам.
Современные тепловозы представляют собой соединение
в одном локомотиве двигателя внутреннего сгорания с переда-
чей, так как непосредственное соединение двигателя с колесами
тепловоза невозможно по двум причинам:
1) необходимость пуска двигателя без нагрузки;
2) плохая тяговая характеристика дизеля.
Первое положение очевидно и не требует пояснений.
Второе положение необходимо разъяснить. Мощность локо-
мотива N в л. с., скорость его движений V в км/час и сила
тяги F в кг связаны между собой формулой
^“270 Л' С'
6
У идеального локомотива мощность силовой установки долж-
на быть постоянна при любой скорости движения, так как лю-
бая машина только при нормальной нагрузке работает с макси-
мальным к. п. д., а себестоимость перевозок получается мини-
мальной при использовании нормальной мощности локомотива
при всех скоростях движения. При постоянной мощности зави-
симость силы тяги ( а следовательно и крутящего момента) от
скорости движения локомотива выражается равнобокой гипербо-
лой. Такую тяговую характеристику должен иметь идеальный
локомотив на железнодорожном транспорте.
Дизель, устанавливаемый на тепловозах, имеет крутящий мо-
мент, почти не изменяющийся в зависимости от числа оборотов
вала, т. е. тяговая характеристика дизеля представляется пря-
мой, параллельной оси скорости. Для получения нужного гипер-
болического характера тяговой характеристики между валом
дизеля и колесами тепловоза устанавливается специальная пе-
редача.
В настоящее время существуют следующие передачи: меха-
ническая, гидравлическая и электрическая. Введение любой из
этих передач ухудшает к. п. д. локомотива.
Например, тепловоз ТЭ-3 с электрической передачей имеет
мощность двигателей 4000 л. с. Наличие электрической пере-
дачи, к. п. д. которой составляет около 80%, приводит к потерям
мощности около 800 л. с. Дополнительно на вспомогательные
нужды расходуется около 200 л. с. В результате всех потерь до
колес тепловоза доходит мощность около 3000 л. с. Потери мощ-
ности получаются и с другими типами передач. Любая передача
ухудшает к. п. д. первичного двигателя т^. С учетом к. п. д. пере-
дачи т1л к. п. д. локомотива
К, = * ^In-
Кроме того, применение передачи любого типа удорожает
стоимость тепловоза. Если эта стоимость слишком высока по
сравнению со стоимостью другого локомотива такой же мощ-
ности, то все сбережения по топливу могут быть поглощены
расходами на амортизацию.
Подсчет стоимости эксплуатации современного паровоза
и тепловоза с двигателем внутреннего сгорания показывает, что
тепловоз выгоднее паровоза, если он расходует в три-четыре раза
меньше условного топлива, и стоимость его при налаженном про-
изводстве не будет превышать двойной стоимости соответствую-
щего по мощности паровоза [32]. Современные тепловозы с элек-
трической передачей в два с лишним раза дороже паровоза той
же мощности.
Возникает вопрос: нельзя ли упразднить передачу?
В результате упорной многолетней работы русским инжене-
рам удалось создать тепловоз без передачи, в котором энергия
7
первичного генератора сжатых газов передается к рабочей ма-
шине, приводящей в движение колеса локомотива [6]. Экономич-
ность тепловозов с механическими генераторами сжатых газов
оказалась значительно выше экономичности других локомоти-
Фиг. 2. Тепловоз системы проф. А. Н. Шелеста с четырех-
тактным механическим генератором сжатых газов:
1 — компрессор; 2 — ресивер сжатого воздуха; 3 — цилиндр сгорания; 4 —
ресивер для газа; 5 — расширительная машина.
Р с z
О У
Фиг. 3. Индикаторная диаграм-
ма цилиндра сгорания четы-
рехтактного механического
генератора газов.
газов по линии zb. В точке
вов. При этом стоимость изготовления такого тепловоза сни-
жается до стоимости эквивалентного паровоза из-за отсутствия
дорогостоящей электрической передачи.
Схема тепловоза с четырехтактным генератором газов пока-
зана на фиг. 2. Воздух, сжатый в зарядном компрессоре 1 до
нескольких атмосфер, переходит в.
ресивер 2, откуда в период впуска
поступает через впускные клапаны
в цилиндр сгорания 3 и заполняет
весь полезный объем его, примерно
как показывает линия ха индикатор-
ной диаграммы (фиг. 3) цилиндра
сгорания [24].
В нижней мертвой точке а хода
поршня цилиндр сгорания разоб-
щается с ресивером. При обратном
ходе поршня к верхней мертвой
точке происходит сжатие воздуха
по линии ас. Около верхней мерт-
вой точки с происходит подача топ-
лива, которое сгорает по линии cz.
С точки z начинается расширение
b происходит открытие выпускного
клапана и газы вытекают по линии bd в газовый резервуар.
У точки d выпускной клапан закрывается. Оставшиеся в простран-
стве сжатия газы расширяются по линии dx до давления сжатого
воздуха после зарядного компрессора. В точке х открывается
8
впускной клапан и снова устанавливается сообщение цилиндра
сгорания с воздушным ресивером. Воздух заполняет весь по-
лезный объем цилиндра сгорания по линии ха.
С точки а начинается вновь описанный выше цикл совмест-
ной работы цилиндра сгорания с компрессором.
Избыточная площадь индикаторной диаграммы цилиндра
сгорания расходуется на компрессор, потери на трение и привод
вспомогательных агрегатов самого механического генератора
газов.
В схеме тепловоза на фиг. 2 сжатые газы поступают в газо-
вый ресивер 4, откуда в поршневую расширительную машину 5.
Тяговая характеристика такого тепловоза соответствует тяговой
характеристике паровоза, т. е. близка к равнобокой гиперболе.
Поясним это положение.
В комбинированном двигателе тепловоза поршневая расши-
рительная машина отделена от механического генератора сжа-
тых газов. При работе генератора с максимальной производи-
тельностью газа он уподобляется котлу паровоза при макси-
мальном форсировании.
Работа реальной поршневой расширительной машины опре-
деляется:
1) периодичностью наполнения машины свежим рабочим
телом и периодичностью выпуска из нее отработавшего газа;
2) возможностью изменять количество газа, подаваемого
за цикл в машину, путем изменения отсечки при наполнении га-
зом рабочего цилиндра машины;
3) наличием вредного объема в машине;
4) теплообменом между стенками машины и газом.
Рабочий цикл реальной расширительной машины опреде-
ляется ее индикаторной диаграммой. Каждой индикаторной
диаграмме соответствует вполне определенное тяговое усилие
тепловоза.
Для построения тяговой характеристики тепловоза при по-
стоянной производительности генератора сжатых газов посту-
пают следующим образом. В координатах расход — скорость
проводим линию, определяющую производительность генератора.
На фиг. 4 эта линия изображается прямой, параллельной оси
абсцисс, так как производительность генератора не зависит от
скорости движения локомотива. На том же чертеже проводятся
линии расхода газа поршневой расширительной машиной. При
постоянной отсечке эти линии изображаются прямыми линиями,
проходящими через начало координат.
При этом чем больше отсечка, тем круче идут линии расхода
газа поршневой расширительной машины. При малых отсечках
(линия ОВ6 на фиг. 4) в цилиндр расширительной машины по-
падает меньшее количество газа за один ход поршня, что при-
водит к уменьшению площади индикаторной диаграммы и к
9
уменьшению силы тяги локомотива. Таким образом, для каждой
отсечки может быть построена индикаторная диаграмма расши-
рительной машины и определена соответствующая сила тяги.
Пересечение линии производительности генератора с пучком
характеристик расхода газа машиной при разных отсечках оп-
Фиг. 4. Построение тяговой характе-
ристики тепловоза с поршневой ма-
шиной.
ределяет те скорости, при ко-
торых будет равновесие между
расходом газа машиной и по-
стоянным притоком газа, оп-
ределяемым производительно-
стью генератора. На фиг. 4 эти
точки обозначены буквами Bi,
В2, ... Проектируя эти точки
на соответствующие линии по-
стоянной силы тяги, получим
кривую Ль А2,..., Ле, изобра-
жающую зависимость между
силой тяги и скоростью локо-
мотива. Эта кривая гиперболи-
ческого типа будет изображать
идеальную тяговую характери-
стику тепловоза с механиче-
ским генератором сжатых га-
зов и поршневой расширитель-
ной машиной.
При построении тяговой ха-
рактеристики поршневой ма-
шины не учитывалось влияние
гидравлических сопротивлений
при перетекании газа от гене-
ратора к расширительной ма-
шине и в самой расширитель-
ной машине. Более точно тяго-
вую характеристику тепловоза
с поршневой расширительной
машиной можно построить,
пользуясь соответствующими
работами [10].
Однако к. п. д. комбинированного двигателя может быть вы-
ше, чем у современных дизелей. На фиг. 5 показан тепловой
баланс современного дизеля [45]. Рассмотрение теплового ба-
ланса показывает, что из тепла q топлива, принятого за 100%,
только 40% превращается в полезную работу на валу дизеля
и около 40% теряется с выпускными газами. Остальные потери
приходятся на охлаждение двигателя водой, лучеиспускание
в окружающую среду и другие. Таким образом, эффективная
работа и тепло выпускных газов составляют примерно 80%
в тепловом балансе дизеля.
10
В тепловозе с комбинированным двигателем тепло выпуск-
ных газов используется в расширительной машине, которая мо-
жет быть выполнена в виде поршневой или лопаточной машины,
а мощность двигателя тратится на сжатие воздуха, необходи-
мого для зарядки цилиндра сгорания механического генератора
сжатых газов. Сжатый воздух или газ при расширении его воз-
вращает в идеальном случае столько же работы, сколько потре-
бовалось для сжатия его.
Поэтому к. п. д. теп-
ловоза с механическим
генератором сжатых га-
зов может быть больше
к. п. д. современных ди-
зелей.
Практически при сжа-
тии воздуха затрачивает-
ся больше работы, а при
расширении получается
меньше работы, чем в
идеальном случае.
Следовательно, мощ-
ность цилиндра сгорания,
сжимающего воздух, пре-
вращается в мощность на
валу расширительной ма-
Фиг. 5. Тепловой баланс современного
дизеля:
1 — эффективная работа; 2 — тепло с охлаждающей
водой; 3 — тепло отходящих газов; 4 — потери тепла
за счет недогорания топлива, лучеиспускания.
шины, но она будет уменьшена на величину к. п. д. компрессора
и к. п. д. расширительной машины. Кроме мощности цилиндра
сгорания, перешедшей с помощью сжатых газов в расшири-
тельную машину, в последней используется тепло выпускных
газов. Поэтому экономичность всей установки с учетом всех по-
терь может быть выше современных дизелей. К. п. д. подобных
силовых установок в настоящее время доходит до 40% и может
быть повышен путем увеличения к. п. д. отдельных агрегатов
установки: компрессора, цилиндра сгорания и расширительной
машины.
§ 2. КЛАССИФИКАЦИЯ КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК
На фиг. 6 изображены индикаторные диаграммы компрес-
сора, двигателя и расширительной машины, образующих ком-
бинированный двигатель.
Воздух в компрессор засасывается из атмосферы и сжи-
мается по линии 1—2 до давления рк. Сжатый воздух выталки-
вается из компрессора по линии 2—3 и подается к ресиверу пе-
ред цилиндром двигателя. Из ресивера сжатый воздух попадает
в цилиндр двигателя в момент открытия органов распределения.
Оставшийся в мертвом пространстве компрессора воздух рас-
ширяется по линии 3—4. В точке 4 открывается впускной клапан
компрессора и цилиндр компрессора наполняется свежим
н
воздухом по линии 4—/, после чего процесс в компрессоре по-
вторяется. Площадь 1—2—3—4 определяет индикаторную ра-
боту компрессора.
В цилиндре двигателя после закрытия органов распределения
воздух дополнительно сжимается по линии ас. В точке с в ци-
линдр вводится топливо, которое воспламеняется от горячего
воздуха и горит до точки z конца видимого сгорания. Затем про-
дукты сгорания расширяются по линии zb. В точке b открыва-
ются выпускные клапаны или окна, давление в цилиндре быстро
падает, а продукты сгорания уходят к расширительной машине.
Фиг. 6. Индикаторные диаграммы комбинированного двигателя.
При открытии впускных окон избыток продувочного воздуха
устремляется через выпускные окна к расширительной машине.
Происходит перемешивание продуктов сгорания с избытком про-
дувочного воздуха. На фиг- 6 показана диаграмма расширения
газа в турбине по линии 5—6 до атмосферного давления. Если
нет гидравлических потерь при перетекании воздуха от компрес-
сора к двигателю и от двигателя к турбине, давление газов перед
турбиной равно давлению сжатого воздуха после компрессора.
Практически давление газов перед турбиной всегда меньше дав-
ления воздуха после компрессора из-за наличия различных со-
противлений.
Работа комбинированного двигателя зависит от соотноше-
ния индикаторных диаграмм отдельных элементов установки.
При небольшом давлении сжатого воздуха после компрессора
работа сжатия в компрессоре будет меньше площади индика-
торной диаграммы в двигателе. Избыток работы двигателя мо-
жет быть использован для получения эффективной работы на
валу двигателя. Дополнительная работа создается газовой тур-
биной, утилизирующей выпускные газы. Такая установка обра-
зует двигатель с высоким наддувом,
12
При увеличении давления конца сжатия воздуха в компрес-
соре работа, необходимая для приведения в действие компрес-
сора, возрастает. При определенном давлении сжатого воздуха
наступит равенство работ компрессора и двигателя. В этом слу-
чае эффективная мощность на валу двигателя станет равной
нулю, и компрессор с двигателем образует механический гене-
ратор сжатых газов, которые используются в расширительной
машине.
Фиг. 7. Схема турбопоршневого двигателя со свободно
движущимися поршнями.
1 — газовая турбина; 2 — газовый ресивер; 3 — трубопровод; 4 — воз-
душный ресивер; 5 — поршневой компрессор; 6 — двухтактная камера
сгорания; 7 — топливная форсунка; 8 — зубчатое колесо; 9 — рейка.
При еще большем увеличении давления сжатого воздуха по-
сле компрессора работа двигателя становится меньше работы
компрессора. Для приведения во вращение компрессора в этом
случае приходится заимствовать часть мощности у расширитель-
ной машины. Такой режим работы комбинированного двигателя
возможен, но не представляет практического интереса из-за
уменьшения к. п. д. установки по сравнению с двумя предыду-
щими случаями.
Механические генераторы сжатых газов могут быть разде-
лены по роду работы камеры сгорания на четырехтактные и двух-
тактные. Связь компрессора с цилиндром сгорания осуществ-
ляется в этих машинах при помощи коленчатого вала.
В последнее время широкое распространение получили двух-
тактные механические генераторы газов со свободно движущи-
мися поршнями. Схема такого генератора представлена на
фиг. 7. Безвальный механический генератор газов состоит из ка-
меры сгорания 6, работающей по двухтактному циклу. В ци-

линдре сгорания симметрично движутся два поршня, непосред-
ственно соединенные с поршнями компрессора 5. Синхронизация
движения правого и левого поршней обеспечивается зубчатым
колесом 8 и рейками 9. При рабочем ходе поршней происходят
следующие процессы. В тот момент, когда поршни находятся
у в. м. т., в камеру сгорания подается топливо через форсунку 7.
При сгорании топлива повышается давление газов в камере сго-
рания и поршни расходятся. В это время воздух из компрессо-
ров 5 нагнетается в воздушный ресивер 4. В конце хода расшире-
ния газов в цилиндре сгорания поршни открывают впускные и
выпускные окна. Горячие газы из цилиндра сгорания устрем-
ляются в газовый ресивер 2 и оттуда к газовой турбине 1. Одно-
временно с этим сжатый воздух из воздушного ресивера 4,
пройдя впускные окна, наполняет цилиндр сгорания. Избыток
продувочного воздуха уходит через выпускные окна по трубо-
проводу 3 в газовый ресивер к турбине. В н. м. т. поршни оста-
навливаются. На этом заканчивается рабочий или прямой ход
поршней.
Обратный ход поршней происходит под действием сжатого
воздуха, находящегося в мертвых пространствах цилиндров ком-
прессора. При движении поршней к в. м.т. закрываются окна
камеры сгорания и происходит сжатие воздуха. Воздух в цилинд-
рах компрессора при этом расширяется. При падении давления
воздуха в этих полостях до атмосферного открываются впускные
клапаны компрессоров. Цилиндры компрессоров наполняются
свежим воздухом. Затем в цилиндр сгорания вновь подается
топливо и цикл повторяется.
Для улучшения работы компрессора в генераторах газа са
свободно движущимися поршнями стали применять специальные
буферные цилиндры. Назначение буферных цилиндров — акку-
мулировать энергию при прямом ходе поршней и отдавать ее
при обратном. При прямом ходе поршни сжимают в буферных
цилиндрах воздух. Обратный ход поршней происходит под
действием воздуха, расширяющегося в буферных цилиндрах.
Комбинированные двигатели с механическими генераторами,
газов предствляют газовую турбину взрывного сгорания, отли-
чающуюся от современных газовых турбин непрерывного сгора-
ния топлива при постоянном давлении наличием камеры сгора-
ния, в которой происходит периодическое сгорание топлива.
Большим преимуществом комбинированных двигателей по срав-
нению с газовыми турбинами постоянного давления сгорания
является возможность получения высокого к. п. д. установки
при сравнительно низких температурах газа перед турбиной.
Благодаря реализации в цилиндре сгорания очень высоких дав-
лений недопустимых в настоящее время для газовых турбин с по-
стоянным давлением сгорания, комбинированные двигатели
имеют к. п. д. примерно в два раза выше, чем у современных га-
зотурбинных установок.
14
§ 3. ЧЕТЫРЕХТАКТНЫЕ МЕХАНИЧЕСКИЕ ГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОВ
В январе 1922 г. Совет Труда и Обороны решил заказать
три первых мощных тепловоза: один с электрической передачей,
один с механической передачей и один по системе профессора
А. Н. Шелеста [29].
Тепловоз системы А. Н. Шелеста был заказан в Англии за-
воду Армстронг — Витворт и К° в Нью-Кастле на Тайне 11 ок-
Фиг. 8. Генератор газов системы проф. А. Н. Шелеста на заводском
стенде в Англии.
тября 1923 г. С согласия администрации завода предварительно
было решено построить экспериментальный четырехтактный ге-
нератор в натуральную величину, но состоящий из одного ци-
линдра сгорания и зарядного компрессора. В феврале 1926 г.
генератор газов был пущен в ход и начал генерировать газ при
давлении 9 ата. Температура выпускных газов была около
400° С, давление воздуха после компрессора составляло 3,5 ата.
На фиг. 8 показан общий вид механического генератора газов
на заводском стенде. В 1927 г. генератор был привезен в Москву
и установлен в Тепловозной лаборатории МВТУ [31].
На фиг. 9 показаны продольный и поперечный разрезы меха-
нического генератора газов системы профессора А. Н. Шелеста.
Цилиндр сгорания является продолжением цилиндра зарядного
компрессора. Поршень генератора двухступенчатый. Нижняя
15
часть служит для зарядного компрессора, верхняя — для ци-
линдра сгорания. Диаметр цилиндра сгорания 380 мм, диаметр
цилиндра компрессора 630 мм, ход поршня 450 мм. На общем
коленчатом валу расположен дополнительный двухступенчатый
воздушный компрессор, служащий для распыливания топлива.
Показанный на фиг. 9 вспомогательный компрессор спроекти-
рован для шестицилиндрового генератора газов, обеспечиваю-
щего расширительную машину мощностью 1000 л. с. Воздух во
вторую ступень вспомогательного компрессора засасывается из
ресивера зарядного компрессора через холодильник первой сту-
пени. Сжатый воздух из вспомогательного компрессора второй
ступени поступает в третью ступень через холодильник второй
ступени. Из третьей ступени компрессора сжатый воздух по-
лается в баллоны, откуда расходуется для распыливания тот
лива и для запуска генератора.
Клапаны генератора газов расположены на крышке цилиндра
сгорания, где находятся впускной, выпускной, пусковой, предо-
хранительный клапаны и форсунка для распыливания топ-
лива.
По своей конструкции впускной, пусковой и предохранитель-
ный клапаны никаких особенностей, по сравнению с обычно при-
меняемыми на дизелях, не имеют.
Выпускной клапан на фиг. 9 имеет для уплотнения металли-
ческую набивку и, кроме того, снабжен уравновешивающим
поршеньком. Назначение последнего — разгрузить клапан от
давления газа при открывании его. Пространство между саль-
ником и поршеньком клапана сообщено посредством трубки
с цилиндром сгорания. Трубка проходит через головку цилиндра
сгорания, как это видно из поперечного разреза генератора.
Таким образом, сила давления газов на клапан будет уравное
вешена.
На фиг. 10 показан чертеж выпускного клапана с разгружаю-
щим поршеньком, выполненный на основании опыта, накоплен-
ного при испытании генератора газов.
Клапан 1 имеет разгрузочный поршенек 3, полость над ко-
торым сообщается при помощи трубки 8 с цилиндром сгорания
генератора. Стенки корпуса клапана охлаждаются водой, по-
ступающей через штуцер 7 во внутреннюю полость корпуса 2
клапана. Вода отводится из корпуса через отверстие 10. Ох-
лаждение клапана осуществляется маслом через внутреннюю
полость в штоке. Для создания интенсивного потока масла во
внутренней полости штока вставлена трубка. Масло, поступаю-
щее к отверстию 5 в штоке, проходит по центральной трубке
к тарелке клапана. Далее масло поступает в кольцевой канал
между стенкой штока и трубкой. Около разгрузочного пор-
шенька кольцевой канал заглушен, а для прохода масла сде-
ланы отверстия в штоке клапана. Масло через эти отверстия про-
ходит к внутренней полости разгрузочного поршенька, которая
16
герметически закрыта. От разгрузочного поршенька масло про-
ходит по верхней части кольцевого канала штока и удаляется
Разрез по 608
Разрез поЯЯ
Фиг. 10. Усовершенствованный выпусяной клапан:
1 — тарелка клапана; 2 — корпус клапана; 3 — разгрузочный поршенек; 4 — пру-
жина клапана; 5 — отверстие для подвода масла; 6 — отверстие для отвода
масла; 7 — штуцер для подвода воды; 8 — трубка; 9 — подвод смазки; 10 — от-
верстие для отвода воды.
из клапана через отверстие 6. Для обеспечения хорошей смазки
уплотняющих колец разгрузочного клапана по трубопроводу 9
подводится масло, которое через отверстия в корпусе клапана
поступает к цилиндру разгрузочного поршенька.
2 Зак. 3/699 17
Наибольшие трудности при доводке механического генера-
тора сжатых газов встретились с зажиганием жидкого топлива
при пуске в ход. Несмотря на то, что давление и температура
воздуха в конце сжатия в генераторе значительно выше, чем
в обычном дизеле, все же воспламенение топлива при пуске
в ход не наступало вследствие охлаждения воздуха при перете-
кании по ресиверу и трубопроводу. Этот вопрос был решен по-
становкой в цилиндр сгорания специальной электрической спи-
Фиг. 11. Регулятор генератора газов:
1 — винт для регулировки; 2 — пружина; 3 — дифференциальный поршенек; 4 — золотник;
5 — отводящий канал: 6 — рычаг; 7 — поршень сервомотора; <? —цилиндр сервомотора;
9 — шток; 10 и 11 — каналы; 12 — напорная линия.
рали, осуществлявшей бесперебойное зажигание топлива при
пуске [30].
Изменение производительности генератора газа достигается
автоматическим изменением числа оборотов коленчатого вала
при помощи регулятора.
Один из возможных регуляторов показан на фиг. 11. Он со-
стоит из двух дифференциальных поршеньков 3, нагруженных
пружиной 2. Пространство между поршеньками соединяется
с газовым ресивером перед расширительной машиной. Нижняя
часть регулятора представляет собой обыкновенный сервомотор,
применяемый в больших дизелях и в паровых турбинах.
При нормальном давлении в газовом ресивере перед расши-
рительной машиной и при максимальном расходе газа дифферен-
циальные поршеньки 3 занимают правое положение. В это время
генератор газов работает с расчетной подачей топлива.
Если расход газа уменьшится, давление газов в ресивере
перед расширительной машиной возрастет. Тогда газы, дей-
ствуя на разность площадей дифференциальных поршеньков 3,
18
преодолевают давление пружины 2 и передвигают поршеньки
влево. Последний своим штоком при помощи рычага 6 пере-
ставляет золотник 4 сервомотора. Благодаря этому устанавли-
вается сообщение масляной напорной линии 12 через канал 10
с левым пространством цилиндра 8 сервомотора и одновременна
устанавливается сообщение правого пространства сервомотора
через канал 11 с отводящим масло каналом 5.
Поршень 7 сервомотора передвигается вправо до тех пор,
пока золотник 4 не примет показанное на фиг. 11 положение-
Фиг. 12. Индикаторные диаграммы четырехтактного цилиндра
сгорания при разном числе оборотов:
1—4 — 150 об/мин; 5 — 210 об/мин; 6—185 об/мин.
Тогда по обе стороны поршня 7 устанавливается одинаковое
давление и его перемещение прекращается. Поршень сервомо-
тора своим штоком 9 при помощи рычагов воздействует на ор-
ганы подачи топлива, уменьшая ее. Энергия цилиндра сгорания
механического генератора газов также уменьшается, сопротив-
ление же (работа компрессора и выталкивание газов) остаются
постоянными. Вследствие этого обороты генератора уменьша-
ются и, следовательно, уменьшается количество газов, подавае-
мых в ресивер перед расширительной машиной. Давление
в ресивере понижается. Тогда под давление пружины 2 диф-
ференциальные поршеньки передвигаются вправо и перемещают
поршень 7 сервомотора влево. Этому движению соответствует
увеличение подачи топлива в генератор газов, благодаря чему
увеличивается число оборотов коленчатого вала.
Из сказанного ясно, что число оборотов генератора зависит
от расхода газа рабочей расширительной машиной и от устано-
вившегося в газовом ресивере давления, которое регулятор
автоматически поддерживает постоянным. Величина давления
регулируется при помощи пружины 2 и установочного винта 1.
2* 19
Если установить предохранительный клапан на газовый реси-
вер, который бы выпускал газ при давлении выше известного
предела, то можно генератор не останавливать при кратковре-
менном сбросе нагрузки на валу расширительной машины. Это
значительно облегчит уход за машиной.
Наибольшее число оборотов вала генератора 350 в минуту,
наименьшее — 40, т. е. подача газа уменьшается до от ма-
ксимальной. На фиг. 12 показаны индикаторные диаграммы ци-
линдра сгорания, полученные при испытании генератора газов.
Давление в кг/см^
начала сжатия..............................2,81—3,51
генерированных газов ......................9,5—10,5
к. п. д. генератора в %.....................около 26
§ 4. ДВУХТАКТНЫЕ МЕХАНИЧЕСКИЕ ГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОВ
Практическое применение двухтактного генератора газов
было осуществлено в 1933 г. заводом Гётаверкен в Готтенбурге
(Швеция), когда завод построил мотовоз с двухтактным меха-
ническим генератором газов.
Фиг. 13. Общий вид двухтактного генератора газов:
1 — водяной насос; 2 — пусковой компрессор; 3 — счетчик числа оборотов; 4 — масляный
насос; 5 — шаровой палец; 6 — продувочный ресивер; 7 — клапан для пускового воздуха;
8 — выпускной трубопровод к расширительной машине; 9 — привод Клуга; 10 — регулятор
хода поршня.
Силовая установка мотовоза состояла из цилиндров сгора-
ния и компрессора с общим коленчатым валом. Работа двух-
тактных цилиндров сгорания полностью затрачивалась на сжа-
тие воздуха в компрессоре. Вся масса сжатого воздуха пропу-
скалась через впускные окна цилиндра сгорания. Выпускные
газы из генератора направлялись в расширительную машину.
20
Силовая установка, таким образом, разделялась на две
части: на генератор газов и рабочую расширительную ма-
шину.
Общий вид двухтактного генератора газов показан на фиг. 13.
Генератор газов представляет собой одноцилиндровый компрес-
сор двойного действия, приводимый во вращение двумя беском-
прессорными двухтактными цилиндрами сгорания простого дей-
ствия с тронковым поршнем. Корпус компрессора отлит заодно
с двумя цилиндрами сгорания. Вал компрессора соединен с пе-
редним концом коленчатого вала двигателя. Весь воздух, пода-
ваемый компрессором, используется для продувки и зарядки
двухтактного цилиндра сгорания, куда он подается через впуск-
ные окна в стенках цилиндра. Выпуск газа производится при
помощи клапана, расположенного в крышке цилиндра сгорания.
Таким образом, в цилиндре сгорания осуществляется прямоточ-
ная клапанно-щелевая продувка.
Газ из генератора направляется в расширительную машину
турбинного или поршневого типов.
Номинальное давление генерированных газов составляло
4,2 ата, максимальное давление сгорания в цилиндрах дости-
гало 60 ата. Продукты сгорания расширяются в цилиндрах сго-
рания до давления, соответствующего давлению сжатого воздуха
продувочного компрессора. Для осуществления этого, а также
для предотвращения чрезмерного сжатия в цилиндрах сгорания
только 40% хода поршня используются на сжатие. При давле-
нии продувочного воздуха ниже 4,2 ата на сжатие используется
более 40% хода поршня, благодаря чему получается более вы-
сокая температура сжатого воздуха при впрыскивании топлива,
необходимая для надежного пуска.
Открытие и закрытие выпускного клапана производятся при
помощи сжатого воздуха. При пуске, когда давление продувоч-
ного воздуха составляет около 0,5 ата, сжатие в цилиндре
сгорания происходит на протяжении 85% хода поршня. При
давлениях от 0,5 до 4,25 ата выпускной клапан закрывается на
протяжении от 85 до 40% хода поршня. С наружной стороны
генератора находится специальное устройство для управления
клапаном эксцентриком Клуга, приводимым в движение от рас-
пределительного вала. Смесь из воздуха и продуктов сгорания
имеет перед рабочей машиной давление около 4 ата и темпера-
туру около 400° С. Эта температура соответствует производи-
тельности генератора в 72,5 кг газа на 1 кг топлива. При темпе-
ратуре 500° С давление газов составляет 6,32 кг/см2, а произво-
дительность генератора 57,8 кг на 1 кг топлива.
Топливные насосы генератора газов расположены сверху
цилиндров. Тронковый поршень соединяется с шатуном при по-
мощи шарового пальца. Смазка установки производится при
помощи шестеренчатого насоса, приводимого в движение от пе-
реднего конца коленчатого вала. На заднем конце коленчатого
21
вала установлен счетчик числа оборотов. Водяной насос для
охлаждения и компрессор пускового воздуха приводятся от про-
дувочного насоса.
При поршневой расширительной машине управление числом
оборотов генератора осуществляется при помощи регулирования
подачи топлива в цилиндры сгорания.
Одновременно с локомотивом с поршневой расширительной
машиной был построен локомотив с расширительной турбиной,
которая представляла одно целое со всей установкой. При этом
устранялась необходимость в ресивере для газа, что экономило
место на локомотиве. Локомотив был чисто экспериментальным
и испытывался на катковой станции. Локомотив типа 1-2-1, при-
Фиг. 14. Силовая установка мощностью 6500 л. с. на минном заградителе:
1 — генератор газа; 2 — турбина.
чем его движущие оси имеют с обеих сторон спарники. Генера-
тор газов с расширительной турбиной расположен поперек
рамы локомотива. Привод движущих осей от газовой турбины
осуществлен при помощи редуктора.
Для удобства управления локомотивом с обоих концов его
имеются посты управления с контроллерами, похожими на кон-
троллеры электровозов. На посту имеется рукоятка для непо-
средственного управления турбиной, реверс к турбине и кран
воздушного тормоза [42].
Предварительные испытания, проведенные на заводе Гёта-
веркен, показали расход топлива машиной около 189 г/л. с. ч.
Следовательно, экономический к. п. д. установки = 33,5%'.
В 1931 г. был построен аналогичный механический генератор
газов для буксира мощностью 300 л. с. Цилиндр сгорания имел
диаметр 350 мм и ход поршня 520 мм. Поршневая расширитель-
ная машина, приводящая в движение винт буксира, имела диа-
метр цилиндра 500 мм.
При числе оборотов вала 300 в минуту генератор подго-
товлял газ в количестве, обеспечивающем мощность рас-
ширительной машины в 300 л. с. на валу винта. В зави-
симости от потребности расширительной машины число
оборотов вала генератора изменялось от 127 до 300 в ми-
нуту.
22
Как показал опыт, износ стенок цилиндра поршней машины
за период почти восьмилетней эксплуатации составил всего
0,2 мм.
В 1935 г. был построен генератор газов для судна «Скаге-
рак» мощностью 1000 л. с. Генератор газов был двухтактный
с диаметром цилиндра сгорания 370 мм и ходом поршня 480 мм.
Фиг. 15. Схема комбинированного двигателя на тепловозе фирмы Гёта-
веркен:
1 —^воздушный фильтр; 2 — впускной клапан; 3 — поршень компрессора; 4 — нагнетательный
клапан; 5— труба продувочного воздуха; 6 — валик крейцкопфа; 7 — выпускные окна; 8 — верх-
ний поршень; 9 — боковой шатун; 10 — клапан регулировки сжатия; 11 — нижний поршень;
12 — продувочные окна; 13 — поршневой палец; 14 — внутренний шатун; 15— коленчатый вал;
16 — фрикционная муфта; 17 — тяговый вал; 18 — сцепные дышла; 19 — турбина; 20 — главный
вентиль турбины; 21 — перепускной (продувочный) клапан; 22— труба перепуска газа;
23 — глушитель; 24 — выпускная труба.
Число оборотов вала генератора номинально 300 в минуту.
Поршневая расширительная машина трехцилиндровая с диа-
метром цилиндра 600 мм и ходом поршня 720 мм, с номиналь-
ным числом оборотов 141 в минуту. Расход топлива составлял
185 г!л.с.ч. Экономический к. п.д. был равен 34,2%.
В 1939 г. был спроектирован механический генератор газов
для замены паровой турбинной установки на минном загради-
теле мощностью 6500 л. с. (фиг. 14). Установка состоит из че-
тырех шестицилиндровых генераторов 1 с диаметром цилиндра
сгорания 370 мм и ходом поршня 480 мм. Две турбины 2
23
Фиг. 16. Общий вид тепловоза с двухтактным механическим генератором газов.
связаны со своими гребными валами посредством одноступен-
чатого редуктора [43].
В 1955 г. на шведских государственных железных дорогах
были проведены приемные испытания силового оборудования
нового тепловоза с механическим генератором сжатых газов.
После завершения стендовых испытаний локомотив был пред-
назначен для нормальной железнодорожной колеи (1435 мм).
Общий вес локомотива 60—63 т- Максимальная нагрузка на ось
13—13,5 т. Тяговое усилие при трогании с места 13 500 кг. Си-
ловая установка изготовлена заводом Гётаверкен. Локомотив
типа 1-3-1 строится фирмой Мотала Веркштадт.
Шведский локомотив имеет двухтактный генератор газов
с противоположно движущимися поршнями. Поршень компрес-
сора прикреплен к верхнему поршню двигателя (фиг. 15).
Очистка цилиндра двигателя от остаточных газов осущест-
вляется продувкой сжатым воздухом. Смесь продуктов сгора-
ния и продувочного воздуха давлением около 4 кг/см2 и темпе-
ратурой 515° С приводит в движение газовую турбину, которая
через редуктор вращает тяговый вал локомотива.
Генератор с расходящимися поршнями имеет пять цилиндров
сгорания диаметром 200 мм. При полной нагрузке эта установка
развивает до 720 об/мин. Максимальное число оборотов вала
газовой турбины 12 500 в минуту. Зубчатый редуктор с фрик-
ционной муфтой с гидравлическим включением уменьшает число
оборотов тягового вала до 367 в минуту, что соответствует ско-
рости локомотива 90 км/час. Мощность турбины 1300 л. с. На
всех скоростях в интервале от 35 до 70 км/час мощность на
ободе колес локомотива составляет около 1000 л. с. Регулиро-
вание мощности осуществляется изменением количества подачи
топлива в цилиндры сгорания генератора-
На фиг. 16 показан общий вид тепловоза [40].
§ 5. КОМБИНИРОВАННЫЕ ДВИГАТЕЛИ С ВЫСОКИМ НАДДУВОМ
Желание повысить мощность современных двигателей вну-
треннего сгорания привело к созданию комбинированных двига-
телей с высоким наддувом, которые отличаются от механических
генераторов газа тем, что мощность установки реализуется
с коленчатого вала двигателя. Давление воздуха после нагне-
тателя в комбинированных двигателях составляет несколько
атмосфер. Энергия выпускных газов используется в газовой тур-
бине. Комбинированные двигатели с высоким наддувом по кон-
струкции близко примыкают к механическим генераторам сжа-
тых газов. Комбинированные двигатели могут быть выполнены
как четырехтактными, так и двухтактными. Комбинированные
двухтактные двигатели выполняются часто с противоположно
движущимися поршнями с прямоточной щелевой продувкой.
25
При таком типе продувки двигатель работает с большим чис-
лом оборотов без значительного ухудшения процессов очистки
и наполнения цилиндра. В двигателях с противоположно дви-
жущимися поршнями допускается устройство больших впуск-
ных окон, что уменьшает потери давления при продувке. Ком-
бинированный двухтактный двигатель может быть осуществлен
и с прямоточной клапанно-щелевой продувкой.
Фиг. 17. Схема двухтактного комбинированного двигателя:
1 — двухтактный двигатель; 2 — газовая турбина; 3 — осевой компрессор;
4 — зубчатая передача.
Нагнетатель в комбинированном двигателе может иметь при-
вод от коленчатого вала или от газовой турбины. Во всех слу-
чаях эффективная мощность снимается с коленчатого вала ма-
шины.
На фиг. 17 показана схема комбинированного двигателя
с противоположно движущимися поршнями. Сжатие воздуха для
продувки и наполнения двухтактного цилиндра сгорания осу-
ществляется осевым компрессором, приводимым во вращение
от газовой турбины. Газовая турбина и турбокомпрессор свя-
заны зубчатой передачей с коленчатым валом двигателя, вслед-
ствие чего при малых нагрузках турбокомпрессор работает за
счет мощности, развиваемой самим двигателем. При больших
нагрузках мощность турбины превышает мощность компрессора.
Избыток мощности турбины через зубчатую передачу передается
в этом случае коленчатому валу. Для облегчения условий ра-
26
боты зубчатой передачи между турбиной и системой зубчатых
колес поставлена гидравлическая муфта.
В 1942 г. в печати появились сообщения о том, что завод
бр. Зульцер в Швейцарии начал строить двигатели с высоким
наддувом (фиг. 18), используя выпускные газы для газовой
Фиг. 18. Двухтактный комбинированный двигатель фирмы Зульцер.
турбины, связанной с коленчатым валом при помощи зубчатой
передачи и фрикционной муфты [25].
Техническая характеристика двухвального двигателя
с противоположно движущимися поршнями
Число цилиндров....................................... 8
Диаметр цилиндров в мм............................. 160
Ход поршня в мм....................................2X225
Число оборотов вала в минуту.......................1000
Давление воздуха после компрессора в ата............ 2,5
Среднее эффективное давление в кг!см2...............13,5
Мощность в л. с....................................• 2750
При повышении давления наддува до 6 ата этот двигатель
с высоким наддувом превращается в механический генератор
сжатых газов. При этом среднее эффективное давление повы-
шается до 18,3 кг/см2. Расход топлива составляет 158—
190 г!л.с.ч.\ соответствующий этому расходу экономический
к. п. д. установки пэ = 38н-32%.
На фиг. 19 показана диаграмма изменения среднего эффек-
тивного давления в цилиндре сгорания этого комбинированного
двигателя в зависимости от давления наддува.
Вследствие больших значений среднего эффективного дав-
ления комбинированные двигатели с высоким наддувом имеют
значительно меньшие габариты, чем обычные дизели той же
мощности. На фиг. 20 показаны сравнительные размеры
27
Фиг. 19. Диаграмма среднего эффек-
тивного давления в цилиндре в за-
висимости от давления наддува.
Фиг. 20. Сравнительные размеры крейцкопфного 7, трон-
кового 2 и комбинированного 3 двигателей мощностью
2000 л. с.
28
крейцкопфного, тронкового и комбинированного двигателей
мощностью 2000 л. с. Индикаторная диаграмма показывает, что
уменьшение размеров машины осуществляется при уменьше-
нии расширения газов в двигателе. В комбинированной уста-
новке расширение газов производится в специальной расшири-
тельной машине.
§ 6. ГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОВ СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ
ПОРШНЯМИ
Особенно быстро начинают развиваться механические гене-
раторы газов после 1945 г., когда появились двухтактные бес-
кривошипные механические генераторы сжатых газов. Еще
в 1923 г. Е. Е. Лонткевич предложил оригинальный технический
проект двухтактного комбинированного двигателя. В генераторе
Е. Е. Лонткевича внутри цилиндра двигателя движутся два
рабочих поршня в противоположных направлениях. Внутри ци-
линдра осуществляется двухтактный рабочий процесс дизеля
с прямоточной продувкой. Каждый из двух рабочих поршней
при помощи штока соединен с поршнем компрессора. При рабо-
чем ходе воздух в компрессорных цилиндрах сжимается и через
нагнетательный клапан поступает в ресивер перед продувочными
окнами двигателя. Обратное движение поршней происходит
вследствие расширения сжатого воздуха, оставшегося во вред-
ных пространствах цилиндров компрессора. Для синхронизации
движения поршней применен шатунно-шарнирный синхрони-
затор.
Весь воздух из компрессора через впускные окна поступает
в цилиндр двигателя при давлении около 5 ата, а выпускные
газы расширяются в газовой турбине [13].
Дальнейшее развитие генераторы сжатых газов со свободно
движущимися поршнями получили благодаря работам фран-
цузского инженера Р. П. Пескара. Первые установки представ-
ляли дизель-компрессор со свободно движущимися поршнями,
и только после 1939 г. во Франции начали строить генераторы
газов со свободно движущимися поршнями. Промышленные об-
разцы таких генераторов начали выпускаться только после
1945 г. В настоящее время генераторы газов со свободно дви-
жущимися поршнями получили довольно широкое распростра-
нение и с каждым днем область применения их расширяется.
Комбинированные установки с генераторами газа со сво-
бодно движущимися поршнями имеют определенные преиму-
щества по сравнению с газовыми турбинами постоянного давле-
ния сгорания.
Поршневой генератор газов заменяет компрессор, камеру
сгорания и регенератор обычной газотурбинной установки. При
этом газовая турбина, работающая на смеси выпускных газов
генератора и воздуха, имеет меньшие размеры, поскольку вся
мощность турбины является эффективной мощностью-
29
В поршневом генераторе газов со свободно движущимися
поршнями в настоящее время при сгорании топлива допускается
температура около 2000° абс. и давление около 150 кг/см2, что
значительно превышает значения, принятые для газовых тур-
бин. Поэтому к. п. д. силовых установок с поршневыми генера-
торами газов получается выше, чем у газовых турбин со сгора-
нием топлива при постоянном давлении.
В результате предварительного расширения газов в самом
поршневом генераторе температура генерированных газов по-
нижается до 500—700° абс. При такой температуре лопатки га-
зовой турбины комбинированного двигателя изготовляются без
применения дорогостоящих жаропрочных материалов.
Отделение в комбинированном двигателе генератора газов
от расширительной машины позволяет получить транспортную
машину с хорошими тяговыми характеристиками.
Особым преимуществом генераторов газа со свободно дви-
жущимися поршнями является отсутствие дорогостоящего
коленчатого вала, что приводит к уменьшению стоимости ком-
бинированного двигателя и к экономии материалов. Стоимость
генератора газа со свободно движущимися поршнями почти
в два раза меньше стоимости дизелей той же мощности.
Генераторы газов со свободно движущимися поршнями явля-
ются полностью уравновешенными машинами, поэтому их можно
устанавливать без массивного фундамента. В транспортных
установках такие генераторы не вызывают вредных вибра-
ций.
Отсутствие коленчатого вала позволяет повысить давление
в цилиндрах сгорания генераторов газов со свободно движущи-
мися поршнями. В обычных дизелях максимальное давление
газа ограничивается допустимым удельным давлением на под-
шипники коленчатого вала и шатуна.
Поршни генератора газов со свободно движущимися порш-
нями не испытывают нормального давления, что приводит к
большей износоустойчивости этой машины по сравнению с обыч-
ными дизелями.
В качестве топлива для генераторов газов применяется со-
ляровое масло и тяжелые погоны нефти — мазуты, а также топ-
ливо с большим содержанием серы.
Установки с генераторами газа со свободно движущимися
поршнями удобнее в эксплуатации, так как их ремонт проще
ремонта обычных дизелей.
Вместе с тем генераторы газов имеют и некоторые особен-
ности, затрудняющие их изготовление. Для синхронизации дви-
жения двух поршней требуется специальный синхронизирующий
механизм, что удорожает изготовление установки. При различ-
ных режимах работы генератора изменяется длина хода поршня.
Это приводит к изменению длины открытия окна и ухудшению
30
процесса продувки цилиндра двигателя при малой длине хода
поршня.
Для подачи топлива внутрь цилиндра генератора газа со
свободно движущимися поршнями не может быть использована
стандартная топливоподающая аппаратура современных дизе-
лей, так как в генераторе нет равномерно вращающегося вала.
Привод топливного насоса приходится осуществлять от качаю-
щихся деталей, движение которых замедляется при сближении
поршней, т. е. как раз в тот момент, когда надо подавать топ-
ливо. Для устранения этого недостатка применяют специаль-
Фиг. 21. Схема безвального механического генератора газов:
1 — форсунка; 2 — цилиндр сгорания; 3 — ступенчатый поршень; 4 — нагнета-
тельный клапан; 5— впускной клапан; 6— компрессор; 7 — буферный цилиндр.
ные топливные насосы с аккумуляторной системой подачи топ-
лива.
Однако преимущества генераторов газа со свободно движу-
щимися поршнями привели к их широкому распространению.
На фиг. 21 показана схема современного генератора. Гене-
ратор газов со свободно движущимися поршнями состоит из
двухтактного цилиндра сгорания 2 с симметрично движущимися
поршнями 3. Топливо в цилиндр сгорания подается форсун-
кой 1.
Поршни двигателя при помощи штоков соединены с порш-
нями компрессоров. Компрессоры 6 расположены с внутренней
стороны поршней компрессоров.
Внешние стороны поршней компрессора сжимают воздух
в буферных цилиндрах 7, в которых предварительно сжатый воз-
дух попеременно сжимается и расширяется. Воздушные буферы
предназначены для возвращения поршней в в. м. т. после рабо-
чего хода. При ходе поршней от центра к периферии цилиндры
компрессоров 6 наполняются воздухом через впускные кла-
паны 5, а при обратном ходе поршней сжатый воздух через нагне-
тательные клапаны 4 компрессора подается в продувочный реси-
вер двигателя.Оттуда через левый ряд продувочных окон сжатый
воздух попадает в цилиндр сгорания, и смесь продуктов сгорания
и сжатого воздуха через выпускные окна перетекает в выпускной
31
ресивер, откуда газ подается к газовой турбине, приводящей
в движение потребитель энергии-
При движении поршня от внутренней мертвой точки к на-
ружной работа расширения газов в цилиндре сгорания должна
быть равна работе компрессора и воздушного буфера. При об-
ратном ходе поршня работа расширяющегося в буферных ци-
линдрах воздуха должна равняться работе сжатия воздуха в ци-
линдре сгорания и в компрессорах.
Применение безвальных генераторов позволило свести к ми-
нимуму механические потери в движущем механизме, благодаря
чему к. п. д. всей установки достиг 40—45%..
На фиг. 22 показаны продольные разрезы генератора газов
GS-34 Пескара, выпускаемого фирмой Сигма.
Основные данные генератора GS-34 на нормальном режиме:
Мощность на валу турбины в л. с....................1000
Производительность генератора в кг/сек.............3,65
Давление газов перед турбиной, кг/см2 ..............4,5
Температура газов перед турбиной в °C ............. 510
Ход каждой группы поршней в мм..................... 443
Число циклов в минуту............................. 610
Степень сжатия.....................................8,5
Коэффициент избытка воздуха........................2,0
Диаметр цилиндра сгорания в мм..................... 340
Диаметр цилиндра компрессора в мм.................. 900
Средняя скорость поршня в м/сек...................... 9
Вес одной поршневой группы в кг................... 230
Габаритные размеры генератора в м:
длина .........................................4,27
ширина . .....................................1,4
высота .......................................1,77
Общий вес генератора в кг......................... 7000
Расход топлива, отнесенный к мощности на валу тур-
бины, в г/л. с.ч................................... 166
Цилиндры компрессора крепятся к стальному корпусу гене-
ратора, в центре которого расположен цилиндр сгорания, ох-
лаждаемый водой. Кольцевое пространство между корпусом ге-
нератора и цилиндром сгорания служит ресивером для проду-
вочного воздуха. Воздух в ресивер нагнетается непосредственно
из компрессора через нагнетательные клапаны, расположенные
на крышке компрессора. Крышки воздушных буферов закрыва-
ют цилиндры компрессоров. Уравнительной трубой 8 выравни-
вается давление в буферных цилиндрах и устраняется вращение
поршней генератора.
Для охлаждения поршней применяется масло (или вода),
которое подводится по трубам 14 и отводится по трубам 13.
Поршни цилиндра сгорания изготовляются из стальных поко-
вок. При помощи штока, выполненного в виде стальной трубы,
каждый поршень цилиндра сгорания соединен с соответствую-
щим поршнем компрессора. Поршень цилиндра сгорания имеет
шесть поршневых колец, а поршень компрессора—три.
32
Зак. 3/699
1 — крышка буферного ци-
линдра; 2 — цилиндр ком-
прессора; 3 — охлаждаю-
щее устройство поршней;
4 — пусковое устройство;
5 — стабилизатор; 6 — ци-
линдр сгорания; 7 — кор-
пус генератора; 8 — урав-
нительная труба; 9 — вса-
сывающие клапаны ком-
прессора; 10 — нагнетатель-
ные клапаны; 11 — тру-
ба к турбине; 12 — воздуш-
ный ресивер; 13 — отвод
охлаждающей воды; 14 —
подвод охлаждающей воды;
15 - синхронизирующий
механизм.
Движение поршневых групп синхронизируется специальным
механизмом. На фиг. 23 показан синхронизирующий механизм,
спроектированный по типу синхронизирующего механизма гене-
ратора GS-34. Механизм размещается по обеим сторонам ци-
линдра сгорания в продувочном ресивере. Соответствующие
штанги укреплены в поршнях компрессоров. На фиг. 23, б пока-
зана схема параллелограммного синхронизирующего механизма
в двух крайних положениях. Кроме механизма синхронизации,
показанного на фиг. 23, может применяться кривошипно-шатун-
ный синхронизирующий механизм или механизм, состоящий из
двух зубчатых реек и зубчатого колеса. Вспомогательный син-
хронизирующий механизм не передает рабочие усилия, дейст-
вующие на поршни генератора, так как усилия от давления газов
на оба поршня остаются всегда почти одинаковыми для обоих
поршней. Разница в усилиях получается за счет утечек через не-
плотности клапанов и поршней компрессоров, которые изменяют
конечные давления в компрессоре и воздушном буфере. Неболь-
шие усилия могут возникнуть и из-за различного трения Одной
и другой группы поршней о стенки цилиндров. Для выравнива-
ния небольшой разницы в усилиях достаточен легкий синхрони-
зирующий механизм. Если все механические потери в генера-
34
торе газов принять за 100%, то потери на трение поршней ком-
прессоров составляют около 47%, в цилиндрах сгорания около
33% и потери в синхронизирующем механизме и сальниках
20% [25].
В 1950—1951 гг. под руководством проф. А. Н. Шелеста бы-
ли разработаны три варианта тепловозов его системы с безваль-
ными генераторами газов со свободно движущимися поршнямц
мощностью 2500 л. с. в одном экипаже [26].
В первом варианте тепловоза газ от генераторов поступает
к газовой турбине (фиг. 24), которая через зубчатый редуктор
приводит в движение якорь генератора постоянного тока. От
генератора постоянного тока энергия поступает к шести тяговым
электродвигателям, расположенным на двух трехосных тележ-
ках типа тележек тепловоза серии ТЭЗ [17].
Основные технические данные тепловоза
Длина между серединами головок автосцепки в мм . . . 16 890
База тележки в мм.................................. 3 430
База полная в мм...................................11 890
Осевая формула.....................................3+3
Вес тепловоза служебный в т......................... 126
Нагрузка на ось в т.................................. 21
Конструктивная скорость в км/час .... •............. 100
Генераторы газов
Количество в шт...................................... 4
Диаметр поршня цилиндра сгорания в мм.............. 220
Диаметр поршня компрессора в мм................... 695
Ход поршней в мм . •...............................2X330
Число циклов в минуту..............................1000
Давление генерированных газов в ата ......... 6
Мощность адиабатическая четырех генераторов в л. с. . 3530
Турбина
Число ступеней.................................... 5
Мощность в л. с................................ 3000
Число оборотов в минуту........'............... 7200
Холоди л’ь ник
Число водяных секций в шт................... .... 56
Число масляных секций в шт....................... 56
Поверхность охлаждения водяных секций вл/2...... 719
Поверхность охлаждения масляных секций вл/2 .... 538
Мощность, потребляемая вентилятором в л. с....... 85
На фиг. 25 показаны тяговые характеристики этого тепло-
воза. Для сравнения показана сила тяги тепловоза серии ТЭ2
мощностью 2000 л. с. по дизелю. При скорости 60 км/час сила
тяги тепловоза системы проф. А. Н. Шелеста составляет
10 800 кг, в то время как тепловоз серии ТЭ2 имеет при этой ско-
рости силу тяги 6500 кг. Даже при наличии электрической пере-
дачи проектный тепловоз имеет к. п. д. около 30% [25].
3*
35
Фиг. 24. Общий вид тепловоза системы проф, А. Н, Шелеста с безвальными механическими генераторами газов:
1 — вспомогательный компрессор; 2 — генератор электрического тока; 3 — газовая турбина; 4 — редуктор; 5 — генератор газов со свободно движу-
щимися поршнями; 6 — холодильник.
Во втором варианте тепловоза газ от тех же четырех двух-
тактных генераторов газа поступает к газовым турбинам, распо-
ложенным на трехосных тележках. От каждой газовой турбины
вращение через редуктор передается тяговому валу, откуда спар-
никами вращение передается колесам тележки. Тепловоз не
имеет электрической передачи, поэтому к. п. д. его оказывается
выше.
В третьем варианте тепловоза надрессорное строение не от-
личается от предыдущего тепловоза с турбогрупповым приводом
Фиг. 25. Тяговая характеристика тепловоза:
л — с пассажирским поездом весом 800 т; б — с грузовым поездом весом 1840 т.
колесных пар. Отличие заключается только в приводе колесных
пар, которые в этом варианте приводятся в действие каждая от
отдельной газовой турбины.
Проекты тепловозов системы проф. А. Н. Шелеста были одоб-
рены 22 февраля 1952 г. Техническим совещанием Харьковского
завода транспортного машиностроения, а 19 сентября Централь-
ным тепловозным отделом МПС.
В настоящее время Ворошиловградский завод имени Октябрь-
ской революции приступил к постройке тепловоза с двухтакт-
ными безвальными генераторами газов и электрической переда-
чей мощностью 3000 л. с.
В августе 1952 г. появились сведения о том, что во Франции
фирмой Рено-Сигма построен тепловоз с безвальным механи-
ческим генератором газов, турбиной и редуктором. На фиг. 26
37
показана схема этого тепловоза. Силовая установка тепловоза
состоит из одного генератора газов со свободно движущимися
поршнями типа GS-34, который подает газ в трехступенчатую
газовую турбину мощностью 1000 л. с. Максимальное число обо-
ротов вала турбины 12 320 в минуту. Вращение вала турбины
Фиг. 26. Тепловоз с комбинированным двигателем фирмы Рено-Сигма мощ-
ностью 1000 л. с.:
1 — пост управления; 2 — шахта холодильника; 3 — вентилятор; 4— фильтры для воздуха;
5 — газовый ресивер; 6 — генератор газов; 7 — трубопровод к турбине; 8 — патрубок для пере-
пуска излишнего газа в атмосферу; 9 — выпускная труба турбины; 10 — баллоны пускового
воздуха; 11 — аккумуляторная батарея; 12 — осевой редуктор; 13 — карданный вал; 14 — тележ-
ка; 15 — карданный вал к тележке; 15 — газовая турбина; 17 — вал от турбины к коробке пере-
дач; 18 — бак для масла; 19 — двухскоростная коробка передач; 20 - вспомогательный горизон-
тальный дизель.
через редуктор с передаточным числом 6,25 передается кардан-
ным валом двухступенчатой коробке передач с механизмом ре-
верса. Переход от одной ступени к другой мог быть осуществлен
только при стоянке тепловоза. Это объясняется тем, что этот
тепловоз был построен только как экспериментальная машина.
От центральной коробки передач вращение передается кардан-
ными валами на переднюю и заднюю тележки, где через осевые
редукторы оно передается движущим колесным парам. Тепло-
воз имеет две двухосные тележки. Все колесные пары являются
38
движущими. Максимальная скорость движения тепловоза на од-
ной передаче 71 и на другой— 125 км/час.
Привод вспомогательных агрегатов осуществляется горизон-
тальным дизелем мощностью
мощи зубчатых колес и ре-
менной передачи соединен с
колесом вентилятора шахт-
ного холодильника, с тор-
мозным воздушным ком-
прессором, с воздушным
компрессором для запуска
генератора и с водяным и
масляным насосами. Все
вспомогательное оборудова-
ние расположено в шахте хо-
лодильника или около нее.
Тепловоз имеет два по-
ста управления, располо-
женные в передней и задней
части тепловоза. Между ма-
шинным отделением и зад-
ним постом управления рас-
положена камера с балло-
нами сжатого воздуха и ак-
кумуляторы, которые заря-
жаются от вспомогательно-
го электрического генера-
тора.
В качестве основного
топлива для безвального ге-
нератора газов применяется
остаточное топливо с вязко-
стью 48 сантистоксов при
20°С с удельным весом не
менее 0,93 при 15°С (50%
этого топлива перегоняется
при 270°С). Подогрев ос-
новного топлива осуществ-
рактеристики тепловоза:
1 — идеальная сила тяги при постоянной мощ**
ности 1000 л, с.\ 2 — сила тяги тепловоза на низ-
кой передаче; 3 — сила тяги тепловоза на высо-
кой передаче; 4 — мощность тепловоза на высо-
кой передаче; 5 — удельный расход топлива на
высокой передаче; 6 — удельный расход топлива
на низкой передаче.
вспомогательного дизеля. При ис-
ляется выпускными газами
пытании тепловоза для пуска генератора газов применялось
более легкое топливо.
15 апреля 1953 г. тепловоз был переведен на пробную экс-
плуатацию на участке Париж — Комбре с полным ежедневным
оборотом до Парижа и обратно. Суточный пробег его составлял
400 км при наибольшей скорости движения 110 км/час. Про-
должительность поездки 6 часов. Вес состава 160—200 т. Про-
бег тепловоза до 1 сентября 1954 г. составил 140 000 км. Расход
39
топлива на 100 км был равен 180 кг плюс 13 кг газойля, ис-
пользованного для пуска. Эти расходы являются средними за
месяц испытания и включают расходы на передвижение на
станциях и в депо.
На фиг. 27 показаны основные тяговые и экономические ха-
рактеристики экспериментального тепловоза. Кривые силы тяги
тепловоза проходят прак-
тически выше, чем у теп-
ловоза с электрической
передачей той же мощ-
ности. При двух ступе-
нях в коробке передач
зависимость силы тяги F
от скорости v показана
на фиг. 27. В диапазоне
скоростей от 50 до
90 км/час удельный рас-
ход топлива составляет
около 225 кг/л. с. ч. По-
сле успешных испытаний
первого тепловоза, с
безвальным генератором
газа был построен второй
тепловоз, который в
1957 г. должен поступить
на предварительные ис-
пытания [44].
В настоящее время в
Англии и США ряд фирм
строят безвальные гене-
раторы газов по лицен-
зии французской фирмы
Рено-Сигма. Эти генера-
торы с успехом применя-
ются в стационарных и
судовых установках. В
1956 г. появились сообще-
ния об успешном применении подобных генераторов на легко-
вых и грузовых автомобилях.
Фирма GMC в Кливленде построила шесть генераторов газа
со свободно движущимися поршнями мощностью 1250 л. с. для
газовой турбины мощностью 6000 л. с. Силовая установка весит
на 80 т меньше, чем обычный дизель мощностью 2500 л. с.
Число циклов генератора 600 в минуту. Генератор проработал
4500 час. при полной нагрузке без всяких повреждений и при
к. п. д., равном 37% на валу турбины. Общая продолжитель-
ность работы силового агрегата 7500 час. [38].
Фиг. 28. Судовая установка с комбиниро-
ванным двигателем:
1 — впускная труба; 2 — выпускная труба; 3 — гене-
ратор со свободно движущимися поршнями; 4 — ре-
дуктор; 5 — газовая турбина; 6 — вспомогательные
газовые турбины с электрическими генераторами;
7 — пост управления.
40
Малый вес и малые габариты комбинированных двигателей
при высокой экономичности послужили причиной появления
целого ряда теплоходов с безвальными механическими генера-
торами газов. На фиг. 28 показана установка комбинированного
двигателя на рыболовном судне мощностью 1200 л. с. на винте.
Газовая турбина через редуктор вращает гребной вал. Редук-
тор снабжен реверсивным механизмом. Для привода вспомога-
тельных механизмов поставлены две дополнительные газовые
турбины, вращающие генераторы электрического тока по 200 кет
каждый. Газ в дополнительные турбины подается от основного
безвального генератора газов. Эксплуатация подобных комби-
нированных двигателей на различных судах показала их боль-
шую экономичность по сравнению с обычными дизелями.
ГЛАВА II
ПОРШНЕВОЙ КОМПРЕССОР
ДЛЯ КОМБИНИРОВАННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
За последние годы выявилась тенденция в дизелестроении
к повышению мощности машины при тех же габаритных раз-
мерах. Повышение мощности осуществляется в двигателях вну-
треннего сгорания путем наполнения цилиндра предварительно
сжатым воздухом. Сжатие воздуха осуществляется в специаль-
ном нагнетателе, который может быть центробежного, ротаци-
онного или поршневого типа.
Сравним различные типы нагнетателей для комбинированных
двигателей и механических генераторов сжатых газов.
Для наддува и продувки дизелей в настоящее время приме-
няют следующие типы нагнетателей:
1) ротационные пластинчатые компрессоры;
2) компрессоры с винтовыми роторами;
3) центробежные нагнетатели;
4) осевые компрессоры;
5) поршневые компрессоры.
Ротационные пластинчатые компрессоры допускают отноше-
ние давления нагнетания к давлению всасывания до 3—4 в од-
ной ступени. При больших давлениях сжатия в одной ступени
создаются повышенные потери вследствие перетекания газа
через зазоры и уплотнения. Адиабатический к. п. д. компрес-
соров.
(1)
где Gc — секундный расход воздуха в кг!сек\
Lad — работа адиабатического сжатия в кгм/кг;
Л1К — мощность, затрачиваемая на привод компрессора в л. с;
^ — механический к. п. д. компрессора.
При работе ротационных пластинчатых компрессоров на но-
минальном режиме адиабатический к. п. д. составляет 60—70%.
Подача воздуха пластинчатым компрессором происходит при-
мерно пропорционально числу оборотов вала машины. Вслед-
ствие большого числа пластин у этого типа нагнетателей (до
42
30 пластин) подача воздуха за один оборот вала машины про-
исходит достаточно равномерно^
Компрессоры с винтовыми и фасонными роторами нашли до-
вольно широкое применение для продувки транспортных двух-
тактных дизелей. Эти машины применяются для давлений над-
дува не свыше 1,8 ата, так как с увеличением давления их эко-
номичность уменьшается. Для давлений 1,2—1,8 ата адиаба-
тический к. п. д. у хорошо выполненных машин этого типа со-
ставляет 60—70%.
Нагнетатели полностью уравновешены и имеют малые раз-
меры. Это является их отличительной особенностью. Для высо-
кого наддува порядка 4—7 ати такие нагнетатели не при-
годны.
Центробежный нагнетатель нашел широкое применение для
наддува двигателей при приводе от вала двигателя (привод-
ные центробежные нагнетатели) и от газовой турбины (газо-
турбинный наддув). Адиабатический к. п. д. для центробежных
нагнетателей при номинальном режиме работы равен 70—80%.
Отношение давлений в одной ступени составляет 1,2 —1,8.
Меньшее значение соответствует стационарным центробежным
компрессорам, а большее — транспортным. Для получения боль-
шего давления сжатия применяют несколько ступеней, работаю-
щих последовательно.
Значительно меньшее распространение получили осевые
компрессоры, которые начали применять для наддува комбини-
рованных двигателей только в последнее время в связи с боль-
шими успехами, достигнутыми в создании этих компрессоров.
По сравнению с центробежными компрессорами они имеют
больший адиабатический к. п. д., составляющий на номиналь-
ном режиме работы 80—85% , и создают меньший напор в одной
ступени. Малое распространение осевых нагнетателей для над-
дува объясняется тем, что давление и к. п.д. сильно изменяются
с изменением чисел оборотов. Так как транспортные двига-
тели работают с широким диапазоном чисел оборотов, то в этих
установках для наддува оказывается предпочтительнее центро-
бежный компрессор, который имеет более пологую характери-
стику.
Поршневой компрессор имеет высокий адиабатический к. п. д.
(85—90%) и сжимает воздух до 7 ати в одной ступени. При
уменьшении числа оборотов вала компрессора его экономич-
ность возрастает. Подача поршневого компрессора, приводи-
мого в движение от двигателя, изменяется в соответствии
с требующимся количеством воздуха для наполнения цилиндра
двигателя. Изменение подачи воздуха с увеличением числа обо-
ротов происходит пропорционально числу оборотов, чего не обес-
печивают центробежные и осевые нагнетатели. Поэтому порш-
невой нагнетатель является наилучшим для высокого наддува,
осуществляемого в комбинированных двигателях.
«I
J 7. ДВИЖЕНИЕ АВТОМАТИЧЕСКОГО КЛАПАНА ПОРШНЕВОГО
КОМПРЕССОРА
Работа автоматических клапанов в поршневых компрессорах
мало изучена, между тем потери во всасывающих и нагнетатель-
ных клапанах достигают 30% индикаторной мощности компрес-
сора. Большие потери в клапанах особенно неприятны для
комбинированных двигателей, в которых мощность компрессора
составляет до 80% мощности всей уста-
новки.
Рассмотрим подробно работу автома-
тического клапана поршневого компрессо-
ра. На клапан действуют следующие
силы:
1. Сила давления Р сжатого воздуха,
действующая снизу вверх.
Эта сила определяется с помощью ин-
дикаторной диаграммы компрессора. Она
представляет разность между давлением
в цилиндре компрессора и давлением в ре-
сивере, умноженную на площадь клапана.
2. Сила веса клапанной пластины и
пружины, действующая сверху вниз.
3. Усилие пружины клапана действует
сверху вниз. Это усилие определяется
жесткостью С пружины и величиной за-
тяжки пружины.
4. Силы трения, которыми мы пренебрегаем.
На фиг. 29 показана схема сил, действующих на клапан.
Такое распределение сил характерно для колпачковых и коль-
цевых клапанов. Уравнение движения клапанов такой конструк-
ции будет
(2)
где х — подъем клапана над седлом в см;
т — масса движущихся частей клапана в кгсек21см;
/—площадь сечения седла клапана в см2;
со — частота свободных колебаний клапана в гел:'"1;
A/? (t) — разность между давлением внутри цилиндра и давле-
нием в ресивере, изменяющаяся со временем, в кг]см2.
Для решения последнего уравнения необходимо знать закон
изменения давления газов на клапан в зависимости от времени,
При постоянном давлении воздуха в ресивере после нагнета-
тельного клапана изменение этого давления соответствует изме-
нению давления по индикаторной диаграмме. На фиг. 30 пока-
зана индикаторная диаграмма поршневого компрессора. Дви-
жение клапана начинается в точке А при давлении воздуха
44
в цилиндре компрессора, превышающем давление в ресивере
на величину

/
(3)
где Окл—вес клапана в кг\
8 — предварительная затяжка пружины клапана в см.
Движение клапана будет происходить под влиянием давле-
ния воздуха, определяемого кривой ДО на индикаторной диа-
грамме компрессора. Этот уча-
сток кривой может быть заме-
нен отрезком синусоиды
Др (£) =as\n.qt, (4)
где а — амплитуда синусоиды
В KZjCM2',
q — частота действия воз-
мущающей силы веек-1.
Фиг. 30. Индикаторная диаграмма
поршневого компрессора.
Для определения частоты
действия возмущающей силы
можно поступить следующим
образом. По индикаторной
диаграмме компрессора нахо-
дится время от начала подъ-
ема клапана до его полной посадки. Это время будет равно по-
ловине периода действия заменяющей синусоиды. По найден-
ному периоду находится частота действия возмущающей силы
2х
т *

(5)
Величина амплитуды синусоиды подбирается с помощью
индикаторной диаграммы компрессора таким образом, чтобы
индикаторная диаграмма .на участке AD и заменяющая синусо-
ида совпали.
После подстановки заменяющей функции по выражению (4)
в уравнение (2) можно решить уравнение движения клапана.
Произвольные постоянные решения находят, принимая t = 0
(перемещение и скорость клапана равна нулю). Решение урав-
нения движения клапана с учетом начальных условий будет
х = -- —-а- (sin qt — — sin <о£).
m w2 — q2 \ 4 о» /
(6)
Анализ последнего выражения позволяет выяснить влияние
различных факторов на скорость открытия клапана. Скорость
подъема клапана прямо пропорциО|нальна проходному сечению
клапана и обратно пропорциональна его массе. С увеличением
45
числа оборотов вала компрессора увеличивается скорость
подъема клапана за счет увеличения частоты q возмущающей
силы.
С увеличением давления сжатого воздуха уменьшается
время нагнетания и время впуска- Это вызывает более быстрое
открытие нагнетательного и впускного клапанов. При этом
нагнетательный клапан открывается бы-
стрее впускного, так как время нагнета-
ния меньше времени впуска.
Большое влияние на работу клапана
оказывает частота собственных колеба-
ний клапанной пружины. Увеличение ча-
стоты собственных колебаний уменьшает
время подъема клапана и тем самым
увеличивает время—сечение кла-
пана.
По уравнению (6) строят график
подъема клапана в зависимости от вре-
мени. При этом результаты расчета
очень мало отличаются от действитель-
0 12 3 4 17Z7‘Jсек него процесса. Для иллюстрации этого
Фиг. 31. Перемещение
клапана в зависимости
от времени:
1 — нагнетательный клапан;
2 — впускной клапан.
положения были проведены расчеты по
формуле (6) для малых пластин нагне-
тательного и впускного кольцевых клапа-
нов компрессора.
Основные данные клапана
Наружный диаметр клапанной пластины в мм . . с . . 70
Внутренний диаметр клапанной пластины в мм...........48
Толщина клапанной пластины в мм...................... 1
Вес клапана и */з веса пружины в г...................23
Проходное сечение клапана в см2....................11,3
Жесткость пружины в кг/см............................ 1
Расчет производился для компрессора при числе оборотов
вала компрессора 300 в минуту и давление рк = 2 ати.
Результаты подсчетов графически представлены на фиг. 31.
Кривая 1 относится к нагнетательному, а кривая 2—к впуск-
ному клапану. Сравнение этих кривых указывает на более про-
должительное открывание впускного клапана по сравнению с на-
гнетательным. Время подъема нагнетательного клапана при-
мерно в полтора раза меньше времени подъема впускного кла-
пана при тех же оборотах компрессора.
Результаты экспериментальных исследований полностью
подтвердили все выводы, которые были получены из анализа
уравнения движения клапана.
На фиг. 32 представлены диаграммы подъема нагнетатель-
ного клапана при разных оборотах компрессора и при давлении
нагнетания 2 ати. Синусоидальная кривая переменного тока
46
дает масштаб времени. Один полный период синусоиды соответ-
ствует 7so сек.
Кривая подъема клапана показывает четкий подъем кла-
пана. Продолжительность подъема нагнетательного клапана до
упора очень незначительна и составляет 0,003—0,004 сек. в за-
A/WWWWWWWVVWV \AWMMVWWAW
п=265 об/мин n=3W об/мин
Фиг. 32. Осциллограммы подъема нагнетательного кла-
пана для разных чисел оборотов.
висимости от числа оборотов компрессора. Посадка клапана
происходит более медленно и менее четко. В промежутке между
подъемом и посадкой клапан совершает колебания, которые но-
сят четко повторяющийся характер и зависят от факторов, кото-
рые определяют частоту собственных колебаний клапана.
Для сравнения точности уравнения (6) с эксперименталь-
ными данными на фиг. 33 построена кривая изменения продол-
жительности подъема нагнета-
тельного клапана до упора в за-
висимости от числа оборотов
компрессора по уравнению (6) и
нанесены экспериментальные точ-
ки, полученные при разных чис-
лах оборотов, но при постоянном
давлении в нагнетательном ре-
сивере рк— 2 ати. Сравнение по-
казывает хорошее совпадение
экспериментальных точек с теоретическим расчетом.
Осциллограммы подъема клапанов позволяют установить
продолжительность их открытия по времени и, если известно
число оборотов, по углу поворота коленчатого вала. Число обо-
ротов компрессора может быть найдено также из осцилло-
граммы, на которой заснято два или больше последовательных
подъемов клапана. Расстояние между началом двух последова-
тельных подъемов клапана в определенном масштабе, указан-
ном синусоидой переменного тока, дает время одного оборота
компрессора, после чего легко найти число оборотов компрес-
сора в одну минуту.
Фиг. 33. Изменение продолжи-
тельности подъема нагнетатель-
ного клапана в зависимости
от числа оборотов.
47
Продолжительность открытия клапана по углу поворота ко-
ленчатого вала <р может быть найдена по формуле
<р = бит, (7)
где т — продолжительность открытия клапана в сек., найден-
ная по осциллограмме подъема клапана [37].
В последнее время в поршневых компрессорах все большее
распространение получают прямоточные клапаны. Эти клапаны
обладают значительно меньшим сопротивлением, чем кольцевые
и колпачковые клапаны, и могут работать при больших числах
оборотов. На фиг. 34 показана схема прямоточного клапана.
—\h
I
о
Фиг. 34. Схема работы прямоточного клапана.
Клапан набирается из большого числа седел с канавками, между
которыми зажаты тонкие стальные пластины. Под влиянием раз-
ности давлений до и после клапана стальные пластины откло-
няются от седла на величину х и открывают клапан. При пол-
ном открытии клапана стальная пластина касается ограничи-
теля подъема клапана и максимальное отклонение пластины
достигает h мм.
При закрытом впускном клапане давление в цилиндре воз-
действует на стальную пластину клапана по площади
Ы см2. (8)
Со стороны впускного трубопровода воздух давит на другую
сторону стальной пластины по площади
f=ncd см2, (9)
где п — число пазов для прохода воздуха (на фиг. 34 пока-
зано 12 пазов).
Движение пластины клапана начинается в том случае, когда
давление воздуха перед клапаном р0 будет больше давления
воздуха внутри цилиндра компрессора р на величину
дР=Ро — Р кг/см2. (10)
48
Давление воздуха в момент открытия клапана определяется
из равенства усилий на одной и другой стороне клапанной пла-
стины
pof—pp,
откуда
Р=Рь~р кг!см2. (11)
Нагнетательный клапан конструктивно выполняется так же,
как и впускной, только устанавливается на компрессоре в пере-
вернутом положении по сравнению со впускным клапаном.
Нагнетательный клапан открывается при давлении р в ци-
линдре, большем давления рк после клапана
Др = р —рк кг/см2. (12)
Для определения давления в цилиндре компрессора, при ко-
тором открывается нагнетательный клапан, приравниваем
давления, действующие на одну и другую стороны пластины
клапана:
pKF-pf,
откуда
P=PK-f (13)
Уравнение движения прямоточного клапана может быть
записано в форме уравнения (2). При этом частота собственных
колебаний пластины клапана определяется по формуле
к 1 f ЕЬЪ -1
I m ’ (14>
где Е — модуль упругости материала пластины в кг)см2\
т — масса на единицу длины пластины.
Остальные размеры пластины показаны на фиг. 34.
При пользовании уравнением (2) для прямоточного клапана
надо помнить, что в этом уравнении вся масса пластины пред-
полагается сосредоточенной на конце, и на эту сосредоточен-
ную массу действует возмущающая сила давления газов.
Давление газов, вызывающее максимальное отклонение пла-
стин клапана, может быть найдено из формулы
Л = см' С*®)
где р — нагрузка на единицу длины пластины в кг/см;
J = у? —- момент инерции поперечного сечения пластины в см4.
Уравнение движения для прямоточного клапана решается
так же, как и для кольцевого и колпачкового клапанов.
4 Зак. 3/699
49
§ 8. ПОСТРОЕНИЕ ИНДИКАТОРНОЙ ДИАГРАММЫ КОМПРЕССОРА
С УЧЕТОМ ПОТЕРЬ В КЛАПАНАХ
При открытии впускного или выпускного клапанов поршне-
вого компрессора происходят следующие явления. При движе-
нии поршня в период сжатия воздуха в цилиндре компрессора
в определенный момент открываются выпускные клапаны и воз-
дух нагнетается в ресивер. В обычных компрессорах давление
в ресивере мало изменяется в период нагнетания воздуха, и его
давление можно считать постоянным. У механического генера-
тора сжатых газов со свободно движущимися поршнями, у ко-
торого нагнетание воздуха в ресивер осуществляется при за-
крытых впускных окнах, давление в ресивере за период нагне-
тания существенно увеличивается. Подобный случай разобран
ниже.
При совместной работе двух или нескольких генераторов
сжатых газов со свободно движущимися поршнями их ресиверы
объединяются таким образом, что при нагнетании воздуха ком-
прессором одного генератора в другом генераторе впускные
окна оказываются открытыми. При такой совместной работе
нескольких генераторов изменением давления воздуха в реси-
вере можно также пренебречь.
При нагнетании воздуха через выпускные клапаны компрес-
сора происходит истечение воздуха из цилиндра компрессора,
объем которого в период нагнетания непрерывно изменяется.
С другой стороны, и проходное сечение клапана в период нагне-
тания также изменяется не только в период подъема и посадки
клапана, но и за весь период нагнетания за счет колебания
пластины клапана. Аналогичная картина имеет место и при ра-
боте впускного клапана компрессора.
Изменение давления воздуха в цилиндре компрессора в про-
цессе впуска и выпуска может быть найдено аналитически при
совместном решении уравнения движения клапана и уравнения
истечения воздуха из переменного объема цилиндра в период
нагнетания воздуха через переменное сечение клапана. При
этом как в случае нагнетания воздуха, так и в случае впуска
истечение происходит в подкритической зоне, что еще более
осложняет аналитический расчет.
Для решения практических задач при проектировании и
эксплуатации поршневых компрессоров автором в 1949 г. была
разработана методика построения индикаторной диаграммы
поршневого компрессора с учетом потерь в клапанах [37]. Все
потери в клапанах были разбиты на три группы:
1. Потери давления, связанные с необходимостью сжимать
пружины клапана. Эти потери были названы пружинными.
2. Потери давления воздуха при его протекании по каналам
клапана. Эти потери были названы гидравлическими.
3. Потери давления воздуха, необходимые для создания
50
определенного ускорения клапану при его движении. Эти потери
были названы инерционными.
Все потери относятся к минимальному проходному сечению
клапана при его полном открытии. Для клапана (фиг. 34) про-
ходное сечение при входе воздуха
f—nec см\ (16)
где с — ширина паза в см.
Проходное сечение при выходе воздуха
f=hb см2. (17)
Меньшее из этих двух проходных сечений будет минималь-
ным проходным сечением прямоточного клапана. В правильно
спроектированном клапане входное и выходное проходные се-
чения должны равняться друг другу.
Для клапана, изображенного на фиг. 29, пружинные потери
определяются по формуле
^РпР = С(У5- ' кг 1см2, (18)
где С — жесткость пружины.
Для клапана, изображенного на фиг. 34, пружинные потери
находятся с помощью формулы (15):
^РпР = х кг/см2. (19)
Гидравлические потери в каналах клапана определяются по
формуле Бернулли:
ДЛ = ^Т 2^ кг1см2> (20)
где ад — скорость воздуха в минимальном проходном сечении
клапана в м/сек;
7 — удельный вес воздуха в кг/м2;
5 ~ коэффициент сопротивления, приведенный к скорости
в седле клапана.
Величина коэффициента сопротивления клапана определя-
лась по индикаторным диаграммам, снятым с поршневого ком-
прессора при помощи электропневматического индикатора
(ТЛ-3) тепловозной лаборатории МВТУ. На основании анализа
большого количества индикаторных диаграмм коэффициент со-
противления принят £ = 5 для кольцевых клапанов и g = 1 -ь2
для прямоточных клапанов. При одинаковой конструкции впуск-
ного и выпускного клапанов их коэффициенты сопротивления
равны.
4*
51
Скорость воздуха в минимальном проходном сечении клапана
находится из уравнения неразрывности
р
— м/сек, (21)
где v — скорость поршня в м/сек-,
F—площадь поршня компрессора в см2.
В случае поршневого компрессора с кривошипно-шатунным
механизмом скорость поршня может быть найдена по формуле
= <о7? (sin а 4~ у sin 2а) м/сек, (22)
где <о —угловая скорость вала в секГ1-,
R — радиус кривошипа в м\
X —отношение радиуса кривошипа к длине шатуна;
а — угол поворота коленчатого вала в град.
Для вычисления скорости поршня существуют специальные
таблицы, которые можно найти в учебниках или справочниках
по двигателям внутреннего сгорания [2].
Для расчета гидравлических сопротивлений в клапанах ком-
прессора механического генератора сжатых газов со свободно
движущимися поршнями необходимо знать скорость поршня
в функции его положения. При первоначальном проектировании
такого генератора закон движения поршня может быть неизве-
стен. В этом случае можно считать, что поршень генератора
совершает простое гармоническое колебательное движение, и
определять скорость поршня по формуле
y = ^sin<p м/сек, (23)
где п—число циклов в минуту;
S — ход поршня в м-,
S
— условный угол поворота кривошипа радиусом у в град.
Инерционные потери давления в клапане могут быть найдены
по закону Ньютона
г> d2x .
P==mdt*KZ' (24)
если разделить силу на площадь проходного сечения клапана
d^x
т dt?
= кг/см2. (25)
Для определения ускорения клапана используется уравне-
ние (2).
52
Полное сопротивление клапана находится как сумма пру-
жинного, гидравлического и инерционного сопротивлений:
Др = \рпр + \рт + Дрг кг/см3. (26)
Фиг. 35. Построение линии выталки-
вания индикаторной диаграммы ком-
прессора.
Последнее выражение справедливо как для впускных, так
и для выпускных клапанов компрессора.
На фиг. 35 показано построение линии выталкивания для
поршневого компрессора с кольцевыми клапанами. Построение
начинается с проведения ли-
нии сжатия воздуха в компрес-
соре. Пересечение линии сжа-
тия с давлением воздуха в ре-
сивере дает точку А на инди-
каторной диаграмме, от кото-
рой откладывается вверх пере-
пад давлений до начала дви-
жения клапана. Этот перепад
давлений до начала движения
клапана для кольцевого кла-
пана находится по форму-
ле (3), а для прямоточного —
по формулам (12) и (13). От
точки С индикаторной диаг-
раммы откладывается сопро-
тивление, необходимое для
преодоления затяжки пружи-
ны. На фиг. 35 это сопротивле.
ние представлено в виде эпюры, мало отличающейся от прямо-
угольника.
Инерционное сопротивление клапана будет наибольшим при
открывании клапана. Поэтому для построения индикаторной
диаграммы компрессора можно ограничиться подъемом клапана
до упора. Это движение клапана выражается уравнением (2),
из которого находится ускорение клапана в функции его пере-
мещения. Соответствующее инерционное сопротивление клапана
находится по формуле (25). Для построения эпюры инерцион-
ного сопротивления клапана необходимо найти время от начала
движения клапана до соприкосновения его с упором. Это время
находится из уравнения (6) при подстановке в него максималь-
ного подъема клапана. По времени подъема клапана до упора
находится положение точки максимального давления в цилиндре
компрессора за период нагнетания. Для этого по времени подъ-
ема клапана до упора определяется соответствующее переме-
щение поршня компрессора, которое откладывается от точки С
индикаторной диаграммы компрессора. На фиг. 35 точка макси-
мального давления отстоит от точки С на расстоянии, соответ-
ствующем повороту кривошипа коленчатого вала на 6,5°.
53
На фиг. 36 показана индикаторная диаграмма компрессора,
снятая индикатором Тепловозной лаборатории МВТУ (ТЛ-3).
Диаграмма снята при числе оборотов вала компрессора п = 300
Фиг. 36. Индикаторная диаграмма, развернутая по углу поворота коленча-.
того вала. Число оборотов 300 в минуту. Давление нагнетания рк = 3 ати.
сора р^ = 4 ата. Линия нагнетания носит волнообразный харак.
тер, что связано с колебательными движениями пластины нагне-
тательного клапана. Амплитуда колебания давления за период
нагнетания постепенно убывает от максимальной в начале про-
цесса нагнетания до минимальной при подходе поршня компрес-
сора к в. м. т. В соответствии с этим ускорение клапана будет
Фиг. 37. Индикаторная диаграмма компрессора при 450 обо-
ротах в минуту и давлении нагнетания р^=3 ати\
а — расчетная = 1,715 кг/см*} p-tH — 0,11 кг/смй\ = 0,157 кг/см?-
б — экспериментальная p-L = 1,792 кг[см*\ р-^ 0,131 кг/см*',
Р1В = 0,151 кг!см\
максимальным при первоначальном подъеме клапана. Для
упрощения построения индикаторной диаграммы компрессора
будем учитывать только первоначальное движение клапана,
пренебрегая последующими колебаниями давления.
Для построения эпюры гидравлического сопротивления кла-
пана предварительно устанавливается закон изменения скорости
поршня компрессора, после чего находится скорость воздуха
54
в седле клапана и гидравлическое сопротивление клапана по
уравнению (20). Эпюра гидравлического сопротивления клапана
построена на фиг. 35.
Сложение эпюры инерционного сопротивления клапана
е эпюрами сопротивлений от затяжки пружины и гидравличе-
ских потерь дает возможность построить индикаторную диа-
грамму компрессора с учетом потерь в клапанах. После сложе-
ния отдельных эпюр остается скруглить острые углы линии
нагнетания, подобно тому, как это делается при построении
индикаторной диаграммы двигателя внутреннего сгорания.
На фиг. 37 показаны две индикаторные диаграммы ком-
прессора. Диаграмма на фиг. 37, а построена теоретическим пу-
тем для 450 оборотов коленчатого вала компрессора в минуту
и для давления сжатого воздуха 4 ата. Диаграмма на фиг. 37, б
получена при испытании компрессора. Сравнение этих диаграмм
показывает, что разработанный метод построения индикаторной
диаграммы с учетом потерь в клапанах позволяет получить диа-
грамму, мало отличающуюся от действительной.
§ 9. РАБОТА ПОРШНЕВОГО КОМПРЕССОРА ПРИ РАЗЛИЧНЫХ
РЕЖИМАХ
Работа адиабатического сжатия 1 кг воздуха с давлением pi
до давления р2
Lad = — Ti) кгм/кг, (27)
где R — газовая постоянная (для воздуха R — 29,27 нгм/кг0 абс.)
& —показатель адиабаты.
Тг и Т2 — температуры начала и конца сжатия в ° абс.
На энтропийной диаграмме (см. приложение) адиабатиче-
ское сжатие представляется вертикальной прямой. Отсчитывая
непосредственно на тепловой диаграмме конечную температуру
сжатия воздуха в компрессоре, получим с помощью уравнения
(27) адиабатическую работу сжатия 1 кг воздуха. Мощность
компрессора
(28)
где i — 1 — для компрессора простого действия;
и i — 2 — для компрессора двойного действия;
F — площадь поршня компрессора в м2;
S — ход поршня в м;
п — число оборотов в минуту вала компрессора;
v — удельный объем воздуха, всасываемого в ком-
прессор, в м*[кг-,
X — коэффициент подачи.
55
Фиг. 38. Процесс сжа-
тия в компрессоре на
тепловой диаграмме.
На тепловой диаграмме (фиг. 38) адиабатическое сжатие
изображается прямой АВ. Работа адиабатического сжатия вы-
ражается площадью ABCMN. При изотермическом сжатии
воздуха по линии АС работа сжатия выражается площадью
ACMN. Эта площадь меньше площади адиабатического сжатия
АВС. Отсюда следует, что при адиабати-
ческом сжатии воздуха нужно затратить
больше работы, чем при изотермическом.
На этом основании в компрессорах стре-
мятся вести сжатие воздуха по изо-
терме
Для комбинированных двигателей и
механических генераторов сжатых газов,
сжатие воздуха по адиабате является
более целесообразным. При адиабатиче-
ском сжатии воздуха в компрессоре nos
линии АВ и дальнейшем адиабатическом
расширении газа в рабочей расширитель-
ной машине по линии ВА работа сжатия
в идеальном случае будет равна ра-
боте расширения. При сжатии воздуха
по изотерме АС затрачивается работа,
эквивалентная площади ACMN. При
адиабатическом расширении воздуха в
идеальной машине по линии CD полу-
чается работа, эквивалентная площади
СЕКМ. Легко видеть, что площадь
СЕ КМ меньше площади ACMN. Это
значит, что работа изотермического
сжатия воздуха в компрессоре будет
больше работы адиабатического расши-
рения воздуха в рабочей расширитель-
ной машине на величину, эквивалент-
ную площади ACD. Потеря энергии при
изотермическом сжатии и адиабатическом расширении воз-
духа увеличивается с увеличением давления конца сжатия.
При политропическом сжатии воздуха в компрессоре потери на
необратимость процесса возрастают с уменьшением показа-
теля линии сжатия в компрессоре, достигая максимума при
изотермическом сжатии воздуха. На этом основании сжатие
воздуха в компрессоре комбинированного двигателя следует
вести по адиабате [27].
При работе поршневого компрессора в комбинированном
двигателе важно знать, как меняются основные параметры ра-
боты компрессора при различных числах оборотов и при раз-
личных давлениях воздуха после компрессора. С этой целью
в Тепловозной лаборатории МВТУ было проведено эксперимен-
56
тальное исследование работы четырехцилиндрового воздуш-
ного компрессора с водяным охлаждением стенок цилинд-
ров [37].
Испытания компрессора с переменным числом оборотов про-
изводились при постоянном давлении в ресивере, равном 3 ати.
В табл. 2 приведены результаты обработки индикаторных диа-
грамм компрессора для разных чисел оборотов.
Таблица 2
Результаты испытаний компрессора при различных числах
оборотов и постоянном давлении воздуха после компрессора 3 атпи
(средние значения по четырем цилиндрам)
Показатель Обозна- чение Число оборотов в минуту
252 | 301 | 353 | 402 451
Максимальное сопротивление клапанов в кг/см2 нагнетательного Ьрн 0,462 0,562 0,638 0,662 0,750
всасывающего ^Рв 0,250 0,312 0,335 0,368 0,342
Показатель политропы: сжатия . 1,305 1,36 1,38 1,395 1,40
расширения т1 1,065 1,09 1,13 1,17 1,19
Среднее индикаторное давле- ние в кг/см2 Pi 1,653 1,727 1,763 1,796 1,800
Средние потери индикаторного давления в клапанах в кг/см2: нагнетательном Pin 0,079 0,105 0,116 0,126 0,137
всасывающем Pie 0,099 0,108 0,141 0,151 0,155
В табл. 2 даны максимальные потери давления при нагнета-
нии и при всасывании. Увеличение максимальных сопротивлений
клапанов происходит пропорционально увеличению числа оборо-
тов. Сравнение средних значений максимальных сопротивлений,
полученных экспериментально, с результатами подсчетов сопро-
тивлений клапанов по формуле (26) показало хорошее совпа-
дение теории с экспериментом.
Изменение средних индикаторных давлений сопротивлений
всасывающего и нагнетательного клапанов в зависимости от
числа оборотов вала компрессора приведено в табл. 2. С ростом
числа оборотов возрастают потери в клапанах. При этом сред-
нее индикаторное давление потерь при всасывании оказывается
больше среднего индикаторного давления при нагнетании за
счет того, что сопротивление при всасывании действует почти на
всем ходе поршня, а потери при нагнетании — только на части
хода поршня.
На фиг. 39 показано изменение показателей политроп сжа-
тия и расширения средних по четырем цилиндрам компрессора.
Увеличение показателей с ростом числа оборотов вала компрес-
сора происходит как для линии сжатия, так и для линии расши-
57
рения. Увеличение показателей политроп сжатия и расширения
объясняется тем, что с увеличением числа оборотов уменьша-
ются утечки и теплообмен со стенками цилиндра. При больших
числах оборотов значение показателя политропы сжатия равно
показателю адиабаты. Показа-
фиг. 39. Изменение среднего пока-
зателя политропы сжатия mi и рас-
ширения m2 в зависимости от числа
оборотов.
тель расширения при расчете
быстроходных (п>500 об/мин)
поршневых компрессоров с во-
дяным охлаждением стенок
цилиндра, которые применя-
ются в комбинированных дви-
гателях, можно считать рав-
ным 1,1—1,2.
Индикаторные диаграммы
компрессора позволяют опре-
делить объемный коэффици-
ент Кс (фиг. 40) по фор-
муле
(29)
Изменение объемного коэффициента в зависимости от числа
оборотов вала компрессора представлено на фиг. 41. Экспери-
ментальные точки указывают на некоторое увеличение коэффи-
циента Хе с ростом числа оборотов, что объясняется увеличе-
нием продолжительности откры-
Фиг. 40. Индикаторная диа-
грамма, иллюстрирующая оп-
ределение объемного коэффи-
циента.
Фиг. 41. Изменение объемного коэффи-
циента в зависимости от числа оборотов.
Величина объемного коэффициента зависит от расширения
воздуха, оставшегося во вредном пространстве, от давления р2
(фиг. 40) до давления рь Расширение происходит по кривой
с переменным показателем. В расчетах обычно вводят средний
показатель расширения, постоянный для всего процесса расши-
58
рения. Величина объемного коэффициента компрессора опреде-
ляется по известной формуле
хс = 1 fl (30)
IV» / J
So
где а = у — относительная величина вредного пространства;
т2 — показатель политропы линии расширения.
Формула (30) не учитывает изменения величины объемного
коэффициента с изменением скорости вращения вала компрес-
сора. Однако, как видно на фиг. 41, изменение объемного коэф-
фициента с изменением числа оборотов крайне незначительно.
Для а = 3,5 %, = 4 и m2 = 1 объемный коэффициент
\ = 1 - 0,035 (4 - 1) = 89,5%.
Эта цифра достаточно хорошо согласуется с эксперименталь-
ными данными при номинальном числе оборотов, поэтому при
расчете компрессора вполне допустимо пользоваться формулой
(30) при условии, что точка начала сжатия лежит вблизи атмо-
сферной линии.
В комбинированных турбопоршневых двигателях подача воз-
духа компрессором осуществляется иногда при закрытых впуск-
ных окнах в ресивер с объемом Vp. Объем ресивера превышает
средний объем компрессора в 1,5—2 раза. Пренебрегая поте-
рями в нагнетательных клапанах компрессора, можно найти
давление и температуру воздуха в компрессоре в конце нагне-
тания следующим образом. При открытии нагнетательного кла-
пана происходит сжатие воздуха в цилиндре компрессора и
в ресивере. Отношение этого объема к объему ресивера есть
степень сжатия воздуха в период нагнетания:
„ vp+v9 + vB _ , VB
Vp + Vo *“ Vp + Vo ’
где V0 = aVh— вредный объем цилиндра компрессора;
—рабочий объем цилиндра компрессора;
VB — объем цилиндра компрессора, соответствующий
ходу нагнетания.
Объем цилиндра компрессора в начале процесса сжатия
равен Vo + Vh, а в конце сжатия Vo -)- Vb Эти объемы воз-
духа пропорциональны соответствующим удельным объемам.
Это обстоятельство позволяет найти объем цилиндра компрес-
сора в конце хода сжатия:
Vo + Vb = ( Vo + Vh) g = ( Vo 4- Vh) (,
где — показатель политропы линии сжатия.
5»
Давление и температура воздуха в конце нагнетания
Рз = р2^
О
где т23 ~ показатель линии выталкивания, определяемый по
средней температуре с помощью тепловой диаграммы
(см. приложение).
Линия нагнетания при подаче воздуха в закрытый ресивер
показана штриховыми линиями на фиг. 40. Работа сжатия 1 кг
воздуха находится в этом случае по формуле (27), если вместо
Т2 подставить температуру 7з, а показатель адиабаты k опре-
„ ггу _ 7^1 77з
делять по средней температуре 1 ср = —.
Потери в клапанах в этом случае находятся так же, как и
раньше, только эти потери будут откладываться не от горизон-
тальной линии выталкивания, а от линии выталкивания, изобра-
жаемой линией 2—3' на фиг. 40.
Механический к. п. д. компрессора есть отношение индика-
торной мощности к мощности, затрачиваемой для привода ком-
прессора,
(31)
К
Общий к. п. д. компрессора есть отношение адиабатической
работы сжатия в идеальном компрессоре к мощности, затрачи-
ваемой для привода компрессора,
= ТГК ~= ^ад-Л,' (32)
где ^ад-и ~ — адиабатически-индикаторный к. п. д. компрес-
сора.
Величина адиабатически-индикаторного к. п. д. компрессора
определяется главным образом потерями в клапанах компрес-
сора и может быть найдена с помощью индикаторной диа-
граммы по формуле
~ __ Pi ~ (Pin + Pie)
1>ад-и pi *
Величина адиабатически-индикаторного к. п. д. составляет
0,92—0,96. Большие значения относятся к прямоточным кла,-
панам.
На фиг. 42 представлено изменение механического и общего
к. п. д. в зависимости от числа оборотов. При этом по оси абс-
цисс отложено отношение числа оборотов п коленчатого вала
компрессора к номинальному числу оборотов пн. С увеличением
60
числа оборотов механический к. п. д. компрессора падает с 86
до 80% при номинальном числе оборотов. В силу этого регули-
рование подачи компрессора уменьшением числа оборотов
является наиболее выгодным по сравнению с другими методами
регулирования.
Значения механического к. п. д. на номинальном режиме ра
боты компрессора при хорошем выполнении можно выбирать
в пределах 0,9—0,95. Большие значения берутся для поршне-
вых компрессоров без-
вальных механических ге-
нераторов газа.
Механические потери
компрессора определя-
ются по разности между
эффективной и индика-
торной мощностями ком-
прессора. Они состоят из
потерь на трение поршней
о стенки цилиндров, на
трение в подшипниках ко-
ленчатого вала и шату-
нов, на вентиляцию и на
смазку компрессора.
Увеличение затраты
мощности на вредные со.
противления с возраста-
сора при разных числах оборотов.
от линейной зависимости за
нием числа оборотов вала
компрессора несколько отличается
счет вентиляционных сопротивлений, которые пропорциональны
квадрату скорости движущихся частей (фиг. 42).
Изменение подачи компрессора в зависимости от числа обо-
ротов происходит пропорционально оборотам. Данные экспери-
ментальных замеров хорошо укладываются на прямой линии.
На фиг. 42 построена характеристика работы компрессора
при различных числах оборотов. По оси ординат отложены пол-
ная мощность компрессора NK и затраты мощности, механиче-
ские потери NM и потери в клапанах Nкл в долях от номинальной
мощности компрессора, принятой за 100%. По оси абсцисс от-
ложены числа оборотов вала компрессора в долях от оборотов
на номинальном режиме. Отрезок АВ характеризует величину
механических потерь в процентах на номинальном режиме ра-
боты. Изменение механических потерь в зависимости от режима
работы изображается кривой ОВ.
Отрезок ВС выражает величину потерь в клапанах на но-
минальном режиме в долях от полной мощности компрессора.
Для других режимов потери в клапанах изображаются верти-
кальными отрезками между кривыми ОС и ОВ.
61
Изменение полной мощности компрессора в процентах от
мощности компрессора на номинальном режиме изображается
кривой OD. Отрезок AD изображает полную мощность компрес-
сора на номинальном режиме, принятую за 100 %,.
Построение безразмерной характеристики работы поршне-
вого компрессора при различных числах оборотов может быть
выполнено теоретически [37]. На фиг. 42 кривые построены тео-
правильности теоретических по-
ретически. Для подтверждения
емного коэффициента. Все диа-
граммы сняты при одном и том
же числе оборотов п = 450 в ми-
нуту.
давления конца сжатия были
строений на фиг. 42 показаны
экспериментальные точки. Сов-
падение экспериментальных
точек с теоретическими кривы-
ми получается довольно хоро-
шее.
Для механических генера-
торов газа со свободно дви-
жущимися поршнями особенно
большое значение имеет ра-
бота поршневого компрессора
при различных давлениях кон-
ца сжатия воздуха, так как
регулирование этих машин
осуществляется изменением
давления генерированных га-
зов.
Для выяснения изменения
основных параметров работы
компрессора в зависимости от
поставлены дополнительные
опыты. Опыты проводились при постоянном числе оборотов
вала компрессора 450 в минуту.
Индикаторные диаграммы компрессора для различных дав-
лений конца сжатия представлены на фиг. 43. Все диаграммы
сняты с четвертого цилиндра компрессора при давлении сжа-
того воздуха в ресивере после компрессора 1, 2, 3 и 4 ати. Инди-
каторные диаграммы позволяют подсчитать по формуле (29)
объемный коэффициент подачи. Изменение объемного коэффи-
циента для разных давлений конца сжатия показано на фиг. 44.
Результаты обработки индикаторных диаграмм компрессора
для разных конечных давлений сжатия приведены в табл. 3.
Максимальное сопротивление впускного клапана практически
не зависит от давления сжатия воздуха, так как параметры
воздуха перед впускным клапаном не изменяются. Максималь-
ное сопротивление нагнетательного клапана растет в зависи-
мости от конечного давления сжатия воздуха, что происходит
из-за повышения удельного веса воздуха, протекающего через
клапан при больших давлениях, и из-за уменьшения продолжи-
62
тельности нагнетания при больших давлениях конца сжатия.
Последнее обстоятельство влияет на увеличение сопротивления
Фиг. 44. Изменение подачи компрессора, объ-
емного коэффициента и коэффициента подачи
в зависимости от конечного давления сжатия
воздуха в компрессоре.
На фиг. 45 представлено изменение показателей средних по-
литроп сжатия и расширения в зависимости от конечного давле-
ния сжатия. С увеличением давления показатель политропы
Таблица 3
Результаты испытаний компрессора при различных давлениях
конца сжатия и при числе оборотов 450 в минуту (средние
значения по четырем цилиндрам)
Показатели Обозна- чение При давлении р2 конца сжатия в ати
1 1 2 3 4 1 5
Максимальное сопротивление клапанов: нагнетательного Ари 0,57 0,66 0,66 0,75 0,75
всасывающего 0,31 0,31 0,34 0,31 0,32
Показатель политропы: линии сжатия 1,46 1,43 1,41 1,41 1,39
линии расширения . . . т2 1,05 1,12 1,17 1,17 1,19
Среднее индикаторное давле- ние в кг]см? ...... .... Pi 1,128 1,555 1,800 2,033 2,252
Среднее индикаторное давление потерь в клапанах в кг/см*. нагнетательном PiH 0,199 0,158 0,137 0,109 0,074
всасывающем Pie 0,216 0,222 0,155 0,126 0,127
сжатия уменьшается, а показатель линии расширения увеличи-
вается. Уменьшение показателя политропы сжатия происходит
из-за увеличения температуры конца сжатия.
Как известно, показатель адиабаты для воздуха умень-
шается с увеличением температуры. Если сравнить значение по-
литропы сжатия с показателем адиабаты для воздуха при соот-
ветствующих температурах конца сжатия, то изменение пока-
63
зателя линии расширения будет происходить аналогично изме-
нению показателя адиабаты, показанному на фиг. 45 штриховой
линией. Увеличение показателя политропы расширения при уве-
Фиг. 45. Зависимость средних показа-
телей линий сжатия и расширения от
конечного давления сжатия (воздуха
в компрессоре.
личении конечного давле-
ния сжатия объясняется тем,
что в объеме вредного про-
странства при больших дав-
лениях остается большее
весовое количество воздуха.
Подача компрессора оп-
ределяется коэффициентом
подачи %, который может
быть легко найден, если
известен расход воздуха
G в кг/час, определенный
при испытании компрессора
по расходомеру-самописцу
(фиг. 44). Подача компрес-
сора связана с коэффициентом подачи уравнением
G = k
WFSn .
——z кг!час,
(34)
где z — число цилиндров компрессора;
— удельный объем воздуха в м?1кг\
S — ход поршня В
F — площадь поршня
в
На фиг. 44 показано
изменение коэффициента
подачи в зависимости от
давления сжатого возду-
ха в ресивере после ком-
прессора. Изменение ко-
эффициента подачи %
имеет тот же характер,
что и изменение объем-
ного коэффициента %,
и подачи G компрессора.
При известном объемном
коэффициенте величина
коэффициента подачи мо-
жет быть найдена по известной формуле
== ^"c^w^dp^yi
где \с — объемный коэффициент;
— коэффициент, учитывающий уменьшение подачи вслед-
ствие подогрева воздуха при всасывании;
к. п. д. компрессора
конечного давления
Фиг. 46. Изменение
в зависимости от
сжатия.
(35)
64
Ху — коэффициент, учитывающий утечку воздуха;
\др — коэффициент дросселирования, учитывающий умень-
шение давления воздуха в момент начала сжатия по
сравнению с давлением воздуха перед всасывающим
клапаном.
В хорошо выполненных компрессорах можно принимать
^др^у 0,95.
Изменение к. п. д. компрессора и механического к. п. д. в за-
висимости 0т давления конца сжатия показано на фиг. 46. При
увеличении давления сжатия воздуха в компрессоре его к. п.д.
повышается. Это свидетельствует о том, что при максимальных
давлениях сжатия работа компрессора становится наиболее эко-
номичной.
§ 10. КОНСТРУКЦИИ АВТОМАТИЧЕСКИХ КЛАПАНОВ
В комбинированных двигателях компрессор работает при
сравнительно больших числах оборотов, поэтому к клапанам
компрессора предъявляются особые требования. Здесь могут
применяться три вида клапанов: колпачковые, полосовые и пря-
моточные.
Фиг. 47. Конструкция колпачкового клапана:
1 — колпачок; 2 — пружина; 3 — седло.
Конструкция колпачкового клапана показана на фиг. 47.
Клапан состоит из колпачка 1, нагруженного пружиной 2, ко-
торая прижимает колпачок клапана к седлу 3. В процессе нагне-
тания сжатый воздух приподнимает колпачок. Максимальный
подъем клапана ограничен упором. На фиг. 47 показаны основ-
ные размеры колпачкового клапана. Усилие пружины при за-
крытом клапане составляет 900 кг/м2, при открытом клапане
1400 кг/м2. Усилие пружины отнесено к площади проходного
сечения седла.
Максимальный подъем колпачкового клапана может быть
5 Зак. 3/699 65
найден из равенства площади проходного сечения седла и
боковой поверхности цилиндра при подъеме колпачка на вы-
соту /гтах
откуда
z/Z»
4 — 'ЯиЛтах,
(36)
^max — 4 •
Диаметр седла колпачкового клапана на фиг. 47 d = 14 мм
и максимальный подъем клапана /гтах = 3,5 мм.
В качестве впускного клапана применяется тот же клапан,,
но установленный в перевернутом положении. Для получения
нужного проходного сечения на цилиндр компрессора уста-
навливают несколько клапанов. Общее проходное сечение кол-
пачковых клапанов может быть найдено по формуле
г nd2
(37>
где z —- число колпачковых клапанов.
Колпачковые клапаны хорошо работают при высоких числах
оборотов. В последнее время они получили большое распростра-
нение в дизель-компрессорах со свободно движущимися порш-
нями.
На фиг. 48 показана конструкция полосового клапана пру-
жинного типа, который применяется для высоких чисел оборо-
тов. Полосовой клапан состоит из седла /, стальной полосы 2,
нагруженной сверху полосовой пружиной 3, упирающейся в кор-
пус 4 клапана. Полосовая пружина 3 и пластина 2 совпадают
по контуру. Стальная пластина силой давления воздуха нор-
мально прижата к седлу. При нагнетании воздуха пластина
приподнимается над седлом на величину вертикального зазора
у концов пружины. При этом пружина распрямляется. Дальше
пластина и пружина изгибаются вместе, принимая форму дуги
углубления. На фиг. 48 этот радиус дуги углубления составляет
270 мм. Максимальный подъем полосовой пластины клапана не
превышает обычно половины ширины пластины, что соответ-
ствует равенству проходного сечения седла клапана проходному
боковому сечению при подъеме клапана. Полосовые клапаны
могут быть выполнены в виде одной стальной самопружинящей
полосы или в качестве пружины может быть использована спе-
циальная полоса, которая прижимает другую, уплотняющую
полосу, к седлу клапана. Последний вариант показан на фиг. 48.
Полосовые клапаны в настоящее время получили большое
распространение и применяются в генераторах газа со свободно
движущимися поршнями.
Наиболее прогрессивными в настоящее время являются пря-
моточные клапаны, которые сравнительно недавно стали при-
меняться для компрессоров. По сравнению с другими типами
66
клапанов прямоточные автоматические клапаны имеют мини-
мальное сопротивление.
На фиг. 49 представлена конструкция впускного и нагнета-
тельного прямоточных клапанов. Клапан состоит из двух плит 1
и <3, между которыми расположены седла 3 и пластины 4 впуск-
ных клапанов и аналогичные седла и пластины 7 нагнетатель-
ных клапанов. Впускная и нагнетательная часть клапанов раз-
делена промежуточной плитой 6, которая по боковым граням
обработана так же, как и седла 3 клапанов. Каждое седло вы-
полнено в виде латунных прямоугольных пластин с пазами.
С одной стороны седло имеет 36 пазов для прохода воздуха,
с другой стороны — 3 широких паза, в которые отклоняются
соответствующие части пластины 7. Все плиты клапана собира-
ются вместе с седлами и пластинами и стягиваются болтом 5
и гайкой 2. При этом каждая пластина клапана оказывается
зажатой между двумя седлами.
5*
67
Фиг. 49. Прямоточный впускной и нагнетательный клапаны:
/ и 8— плиты; 2 — гайка; 3 — седла; 4 — пластины всасывающих клапанов; 5 — болт; 6 — промежуточная плита;
7 — пластины нагнетательных клапанов .
Рассмотрим действие впускного клапана. При ходе поршня
в цилиндре образуется разрежение. Пластины впускного кла-
пана своими нижними концами отклоняются влево в широкие
пазы, которые имеются у каждого седла. При этом воздух про-
ходит через 36 пазов для прохода воздуха, расположенные
сверху справа от пластины, и поступает в цилиндр через нижние
широкие пазы седла, расположенного слева от пластины кла-
пана.
Нагнетательный клапан обра-
зуется из тех же седел, но только
узкие пазы седел направлены вниз,
а широкие вверх.
Пластины клапана изготовляют-
ся из стали У8А по ГОСТу 1435-54.
Для впускного клапана приме-
няется стальная лента 2П-Т-Ш-К
0,25X40, ГОСТ 2614-54. Для нагне-
тательного клапана применяется та-
кая же лента толщиной 0,3 мм. Вы-
пускаемые заводом ленты для пла-
стин имеют некоторую желобча-
тость. Она является допустимой, но
при обязательном условии, что при
сборке клапана вогнутая сторона
пластины будет обращена к сто-
роне седла с поперечными пазами
шириной 4,5 мм.
Фиг. 50. Сравнительные ха-
рактеристики клапанов:
1 — колпачковый; 2 — полосовой;
3 — прямоточный.
Прямоточные клапаны
работают хорошо только при пра-
вильной сборке и установке клапана на компрессоре. По сравне-
нию с другими типами клапанов прямоточные клапаны требуют
более высокого качества изготовления.
Сравнивать работу отдельных клапанов можно по их стати-
ческим характеристикам. На фиг. 50 представлены характери-
стики колпачкового клапана (кривая /), полосового (кривая 2)
и прямоточного (кривая 3). Статические характеристики дают
представление об эквивалентном проходном сечении в зависи-
мости от давления воздуха при продувке клапана в специаль-
ной камере [22].
Определение эквивалентной площади производилось из ус-
ловия равенства весового количества воздуха, протекающего
через диафрагму и через клапан.
Статическая характеристика каждого клапана состоит из
восходящей части, которая соответствует изменению эквивалент-
ной площади в момент открытия, и горизонтального участка,
соответствующего максимально открытому клапану. Чем левее
начинается прямолинейный участок, тем меньшее сопротивление
оказывает клапан при полном его открытии.
69
Кривая 1, характеризующая колпачковый клапан, свидетель-
ствует о неплотности его при росте давления от нуля до 750 мм
вод. ст., что объясняется недостаточной притиркой колпачков
к седлу клапана.
Характеристика полосового клапана 2 свидетельствует о его
плотности и меньшем сопротивлении по сравнению с колпачко-
вым клапаном. Характеристика прямоточного клапана начи-
нается от нуля и идет резко вверх, что свидетельствует об очень
малом сопротивлении клапана по сравнению с другими типами
клапанов.
ГЛАВА III
РАСЧЕТ ЧЕТЫРЕХТАКТНЫХ КОМБИНИРОВАННЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 11. ВВЕДЕНИЕ
Рассмотрение индикаторной диаграммы четырехтактного ге-
нератора газов (см. фиг. 3) позволяет сделать важный вывод:
давление генерированных газов может быть больше давления
воздуха после зарядного компрессора за счет нагнетательного
действия поршня при ходе выпуска. Практически давление газов
может в 2-—3 раза превышать давление воздуха.
В двухтактном механическом генераторе сжатых газов дав-
ление генерированных газов определяется давлением продувоч-
ного воздуха. При этом максимальное давление газов при порш-
невом компрессоре ограничено максимальным давлением воз-
духа, которое может быть получено в одноступенчатом компрес-
соре. Практически в одноступенчатом компрессоре давление
конца нагнетания не превышает 6—7 ата. Из-за потерь части
давления воздуха при продувке в двухтактном механическом
генераторе максимальное давление генерированных газов мо-
жет быть порядка 6 ата.
Для тепловозов с механическими генераторами сжатых га-
зов большой интерес представляет четырехтактный генератор
газов, который позволяет спроектировать тепловоз с поршне-
выми расширительными машинами меньших размеров, чем при
двухтактном генераторе газов.
Четырехтактный комбинированный двигатель превращается
в механический генератор сжатых газов в том случае, когда
мощность цилиндра сгорания равна мощности, затрачиваемой
на компрессор. При постоянном давлении сжатого воздуха
после компрессора мощность компрессора остается постоянной.
Мощность цилиндра сгорания при постоянном давлении воздуха
после компрессора может изменяться в соответствии с тем коли-
чеством топлива, которое вводится в цилиндр. При большой по-
даче топлива мощность цилиндра сгорания оказывается больше
мощности, необходимой для привода компрессора. В этом слу-
71
чае мощность комбинированного двигателя реализуется как
с вала турбины, так и с коленчатого вала машины.
Расчет комбинированного четырехтактного двигателя нач-
нем с определения среднего индикаторного давления, необходи-
мого для привода компрессора.
§ 12. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СРЕДНЕГО ИНДИКАТОРНОГО ДАВЛЕНИЯ,
НЕОБХОДИМОГО ДЛЯ ПРИВОДА КОМПРЕССОРА
КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ
Рассмотрим расчет четырехтактного комбинированного дви-
гателя, генерирующего сжатый газ с давлением, примерно рав-
ным давлению воздуха после компрессора. При этом работа,
изображаемая положительной площадью индикаторной диа-
граммы цилиндра сгорания, расходуется на сжатие воздуха
в зарядном компрессоре и на механические потери в самом ци-
линдре сгорания.
Мощность цилиндра сгорания четырехтактного генератора
газов определяется по формуле
<з8>
где pt — среднее индикаторное давление цилиндра сгорания
в KZfCM2\
—рабочий объем цилиндра сгорания в .и3;
п — число оборотов- в минуту;
— механический к. п. д.;
i— число цилиндров сгорания.
Эта мощность затрачивается на привод зарядного компрес-
сора, мощность которого
mx—1
где Gc — количество воздуха, подаваемого компрессором,
в KzjceK-,
тг — показатель политропы сжатия в компрессоре;
р0 и рк — давление воздуха в цилиндре компрессора в начале
и конце сжатия в KzjcM.2;
То — температура начала сжатия в компрессоре в ° абс.;
т)к—к. п. д. компрессора, определяемый по формуле (32).
Температура в конце сжатия в компрессоре
т,—1
т — т m‘
“ °\pj
(40)
72
Удельный объем сжатого воздуха
RTK ,,
(41)
Количество воздуха, необходимого для наполнения цилинд-
ров сгорания механического генератора газов в течение одной
секунды,
п _ Xvnin _ \VhinPKw
с 60-2^ б0-2/?7^ ’
где v)v — коэффициент наполнения (подачи) четырехтактного
механического генератора газов;
i — число цилиндров сгорания простого действия.
Процесс зарядки цилиндра воздухом зависит от гидравличе-
ских потерь при впуске и от тепловой напряженности рабочего
процесса, определяемой нагрузкой. В результате влияния этих
факторов действительное количество поступившего в цилиндр
воздуха меньше теоретического, которое могло бы заполнить
рабочий объем цилиндра Vh при давлении и температуре окру-
жающей среды. Отношение действительного количества воз-
духа, поступившего в цилиндр, к тому количеству, которое
могло бы поместиться в рабочем объеме при давлении и темпе-
ратуре окружающей среды, называется коэффициентом по-
дачи [15].
Такое определение коэффициента подачи применяется для
расчета двигателей внутреннего сгорания без наддува. При
переходе к двигателю с наддувом и к механическим генерато-
рам газов необходимо вложить в понятие коэффициента подачи
несколько иной смысл. За окружающую среду следует принять
среду с давлением рк и температурой Тк воздуха после компрес-
сора.
В дальнейшем под коэффициентом подачи т]„ будем пони-
мать отношение действительного количества воздуха, поступив-
шего в цилиндр сгорания, к тому количеству, которое могло бы
поместиться в рабочем объеме при давлении рк и температуре
Тк после компрессора.
Определенный таким образом коэффициент подачи может
быть найден по формуле
где s —степень сжатия в цилиндре сгорания;
7 — коэффициент остаточных газов;
ра и ?а~ давление и температура начала сжатия в цилиндре
сгорания механического генератора газов.
73
'Температура воздуха в начале сжатия в цилиндре сгорания
_ 7’к + Д7'+-гТ)
' Л 1 I
(44)
(45)
мг.
тде Д7—величина подогрева воздуха от горячих стенок ци-
линдра при впуске в0 абс.;
Тг — температура остаточных газов в ° абс.
Формула (43) коэффициента подачи может быть представ-
лена иначе, если в ее знаменатель вместо произведения
Гв1(+ у) подставить равную величину Тк-\-ДГ + -(Тг:
Рк ?к + ьт+1ТГ •
Для четырехтактных цилиндров сгорания коэффициент оста-
точных газов может быть вычислен аналитически.
Воздух^ поступающий в цилиндр сгорания из компрессора
при температуре и давлении рк, занимает объем
чЛ
Если привести этот объем к температуре Та и давлению
ра начала сжатия в цилиндре сгорания, то объем воздуха
у __ -п 1Л 2k LjL «з
v a 7lvv h -г п м •
к *а
Для четырехтактного гёнератора газов остаточные газы при
давлении рг и температуре Тг занимают объем пространства
сжатия Vc — -£ • Если привести объем остаточных газов
к давлению и температуре начала сжатия,
£ * Ра ?г
Коэффициент остаточных газов есть отношение объема оста-
точных газов к объему свежего воздуха:
7=22__!________________________
1 ‘-1 1. Л т, '
Совместное решение уравнений (45) и (46) дает значения
коэффициентов остаточных газов и подачи для четырехтактных
механических генераторов сжатых газов:
— Рг Т
т = —12-----к .
lv (е-1)^ ТК + ЬТ ’
Рг Тк + ЬГ
Т Ч>а—Рг Тг
(46)
(47)
(48)
74
Давление начала сжатия в цилиндре сгорания будет меньше
давления воздуха после компрессора на величину гидравличе-
ских потерь во впускных клапанах:
Ра=Рк - -i(/82g~ (1 + (fj)2 (т)2кг1см2’ (49)
10‘А.
где Т« —--------удельный вес воздуха после компрессора
в кг/м3-,
I — коэффициент сопротивления впускной системы,
равный примерно 6;
S—ход поршня цилиндра сгорания в м\
F— площадь поршня в м2;
f — площадь проходного сечения впускных клапа-
нов цилиндра сгорания в л«2;
g — ускорение свободного падения в м/сек2.
При работе механического генератора газов мощность ци-
линдра сгорания полностью поглощается работой компрессора-
Из уравнений (38) и (39)
Ш1—1
\&p№h™\Mi _ тх RTq tlpK \ _ т j
60-75-2 — - 1 75^ L\ Po / j
Подставив в последнее выражение количество воздуха по
уравнению (42), получим после сокращения формулу для опре-
деления среднего индикаторного давления в цилиндре сгорания
механического генератора газов:
ГП—1
„ РкТ° т‘ -11
Pl ЧЛ Тк mi~1 I? pj 1
Это уравнение может быть упрощено подстановкой значе-
ния коэффициента наполнения по формуле (47):
mi—l
1 Уд-Pr Л)___________m* -1L (50)
Р‘ V* Т'к + Д7 «i-1 1\р0/ 1
Последняя формула дает зависимость среднего индикатор-
ного давления в цилиндре сгорания четырехтактного механиче-
ского генератора газов от давления воздуха после зарядного
компрессора рк. Давление воздуха после компрессора ограни-
чено максимальным давлением, которое может быть получено
при сжатии воздуха в одноступенчатом поршневом компрессоре.
По условиям надежной работы смазки максимальная темпера-
тура сжатого воздуха в поршневом одноступенчатом компрес-
соре не должна превышать 200—230°С. В компрессоре с водя-
75
ным охлаждением стенок цилиндра максимальное давление
сжатия в одной ступени при этом условии достигает 6—7 ата.
Пример. Определим величину среднего индикаторного давления в ци-
линдре сгорания четырехтактного механического генератора газов, необхо-
димую для привода компрессора при следующих условиях:
Давление рк сжатия воздуха в зарядном компрессоре
в ата.......................................6,8
Степень сжатия 8 в цилиндре сгорания.............9
К. п. д. t)k компрессора........................0,8
Механический к. п. д. г\м . . . . . . .0,9
Давление р0 окружающего воздуха в ата .... 1
Температура То воздуха в ° абс..................293
Генератор газов имеет шесть цилиндров сгорания и шесть цилиндров
компрессора.
Для определения среднего индикаторного давления по формуле (50)
будем считать показатель политропы сжатия воздуха в компрессоре
пц = 1,41 и величину подогрева воздуха за счет соприкосновения
с горячими стенками цилиндра сгорания АТ = 10°.
Удельный вес воздуха после компрессора с учетом формулы (40)
10% 68 000
= RTK = 29,27 • 503 = 4,62 /сг/-4/3-
Примем среднюю скорость поршня в цилиндре сгорания механического
Sn
генератора газов тепловозного типа ~ 6 м/сек и отношение площади
поршня к максимальному проходному сечению клапанов у = 8. При этих
данных давление начала сжатия в цилиндре сгорания по формуле (49}
Те , .. [SnyiF\2
ра~рк 104 • 2g 30 ] ( f у —
4,62
= 6,8 — 104 • 2 9?81 (1 + 6) 6* • 82 = 6,4 кг^см?.
Потери давления в выпускной системе в первом приближении можно
считать равными потерям давления во впускной системе. При этом предпо-
ложении давление генерированных газов будет равно рг=6,0 кг/см2.
Подставляя все известные величины в формулу (50), получим значение
среднего индикаторного давления в цилиндре сгорания механического гене-
ратора газов:
1,41-1
1 9-6,4 —6,0 293 1,41 6,8 \ 1,41
Pi~ 0,8-0,9 9— 1 503+10 1,41 - 1 [\TOj
= 13,1 кг/см2.
Среднее индикаторное давление по формуле (50) должна
быть обеспечено в цилиндре сгорания четырехтактного механи-
ческого генератора газов. Величина среднего индикаторного
давления в цилиндре сгорания при заданном давлении начала
сжатия и степени сжатия зависит от количества топлива, пода-
ваемого на цикл. Количество воздуха в цилиндре сгорания при
этом постоянно, и изменение величины коэффициента избытка
76
воздуха осуществляется только изменением подачи топлива. При
этом возможны три режима работы механического генератора
газов:
1. При малой величине коэффициента избытка воздуха сред-
нее индикаторное давление превышает потребное среднее инди-
каторное давление для привода зарядного компрессора. В этом
случае с вала механического генератора может быть снята из-
быточная мощность, а сам механический генератор газа превра-
щается в двигатель с высоким наддувом с использованием
энергии выпускных газов в расширительной машине.
2. При равенстве среднего индикаторного давления в ци-
линдре сгорания потребному среднему индикаторному давлению
для привода компрессора механический генератор газов всю
энергию вырабатывает в виде сжатых газов, используемых в
расширительной машине.
3. При меньшем значении среднего индикаторного давления
в цилиндре сгорания по сравнению с потребным средним инди-
каторным давлением для привода зарядного компрессора недо-
статок мощности для привода компрессора покрывается за счет
работы расширительной машины.
Для получения того или иного режима работы механического
генератора газов необходимо найти зависимость среднего инди-
каторного давления цилиндра сгорания от коэффициента из-
бытка воздуха. Такая зависимость может быть получена только
в результате теплового расчета цилиндра сгорания.
§ 13. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ЦИЛИНДРА СГОРАНИЯ
Температура начала сжатия в цилиндре сгорания механиче-
ского генератора газов определяется по формуле (44), а давле-
ние по формуле (49).
После закрытия впускных клапанов в четырехтактном генера-
торе газов начинается процесс сжатия воздуха. В начальный
период температура свежего воздуха ниже температуры стенок
цилиндра и днища поршня. Тепло от горячих частей цилиндра
сгорания переходит в сжимаемый воздух. Процесс сжатия про-
исходит с показателем, большим адиабатического. По мере сжа-
тия температура воздуха будет повышаться и в какой-то момент
достигнет температуры стенок цилиндра. В этот момент времени
процесс сжатия происходит адиабатически, т. е. без теплооб-
мена. Дальнейшее повышение температуры воздуха при сжатии
меняет направление теплообмена. Тепло от горячего воздуха пе-
редается к более холодным стенкам. Соответственно этому по-
казатель политропы сжатия становится меньше адиабатического
показателя. Суммарный теплообмен за весь процесс сжатия
очень незначителен, поэтому при тепловом расчете генератора
газов можно принять процесс сжатия за адиабатический.
77
Показатель истинной адиабаты k равен отношению истинной
теплоемкости при постоянном давлении тср к истинной тепло-
емкости при постоянном1 объеме:
Aj = -^-
mcv
(51)
Для определения теплоемкостей воспользуемся законом теп-
лоемкостей проф. А. Н. Шелеста [28]; согласно этому закону
молекулярные теплоемкости всех тел природы изменяются прямо
пропорционально числу атомов в молекуле
mcv = zacv, (52)
где z — число атомов в молекуле;
acv — величина атомной теплоемкости.
Основные уравнения атомных теплоемкостей для всех газов
и паров имеют следующий вид:
истинная теплоемкость
acv = 0,9925 (in + 1) ; (53)
средняя теплоемкость от 0 до Т° абс.
аг; = 0,9925 In-oJj-; (54)
ио УоД v z
средняя теплоемкость от до t2
= 0)9925 ( Т.2—Т\ ,П 98Т Т2- Г1 ,П 98т) • (55)
Для удобства подсчетов и быстрых прикидок величины атом-
ных теплоемкостей газов приведены на фиг. 51.
Теплоемкость при постоянном давлении определяется по
формуле
mcp — mcv + mAR = mc„ + 1,985. (56)
Подставляя в формулу (51) значения теплоемкостей по фор-
мулам (53) и (56), получим
Л=1 + -------1-----(57)
z(ln 9йТ +
Воздух состоит из двухатомных газов, поэтому z = 2. На
фиг. 52 построена зависимость показателя адиабаты для воздуха
от температуры. Кривая указывает на значительную зависимость
показателя адиабаты от температуры. Для механических гене-
раторов газов, у которых во время сжатия температура воздуха
становится высокой, при тепловом расчете должно быть учтено
78
Фиг. 51. Зависимость атомных теплоемкостей от температуры:
т t
а.су — истинная атомная теплоемкость; — средняя атомная теплоемкость от 0 до Г; acVQ — средняя атомная теплоемкость
от 0 до t.
изменение показателя адиабатического сжатия для воздуха от
температуры. Это производится следующим образом.
Температура конца сжатия Тс определяется по формуле
Фиг. 52. Зависимость показателя адиабаты для воздуха и продуктов сго-
рания от температуры.
Для расчета удобно задаться величиной температуры Тс
в конце сжатия. После этого находят среднюю температуру при
сжатии воздуха в цилиндре сгорания:
у ___ Та 4“ Т' с
1 ср 2
по которой с помощью фиг. 52 находят показатель адиабаты,
принимаемый нами за средний показатель линии сжатия в ци-
линдре сгорания. Найдя показатель, по формуле (58) вычисляют
температуру конца сжатия, которая не должна отличаться в
третьем знаке от первоначально принятой величины Тс. В про-
тивном случае следует сделать перерасчет.
Определение показателя политропы сжатия производилось
в предположении, что в цилиндре сгорания сжимается чистый
воздух, т. е. без учета коэффициента остаточных газов. Доказано,
что влияние остаточных газов столь незначительно, что ими
можно пренебречь при определении показателя линии сжа-
тия [33].
80
Давление конца сжатия находится по формуле
Рс = Ра^'- (59)
Моторное топливо среднего состава (86,4% С; 12,6% Н,
1,0% О) обладает низшей теплотворностью
Qw = Ю ООО ккал!кг\
теоретически необходимое количество воздуха для полного
сгорания 1 кг топлива
== 0 209 (12 4 32) 0,494 кгмоль]кг.
Состав продуктов сгорания в кгмоль/кг определяется для
различных значений коэффициента избытка воздуха по фор-
мулам:
углекислый газ
с
^*соа J2 ’
водяной пар
Л4н2о = ~2';
кислород
7ИОа = 0,209 (а — 1) £0;
азот
A1n2 = О,791аАо,
(60)
где а — коэффициент избытка воздуха.
Общее количество продуктов сгорания 1 кг топлива
= ?Исо2 ~г Л4н2о + ^n2 + ^о2- (61)
При сгорании топлива происходит изменение числа молей.
Коэффициент молекулярного изменения
Н О
1 1 Д/И it 4 32
^=1+^ = 1+—ац~—’ <62)
Теплоемкость смеси газов после сгорания
(^^^р)смеси == 2 г I (63)
где /^ — объемные доли водяного пара, углекислого газа, кис-
лорода и азота в продуктах сгорания;
mlcv — соответствующие молекулярные теплоемкости.
6 Зак. 3/699
81
В случае применения теплоемкостей профессора А. Н. Ше-
леста расчет теплоемкости продуктов сгорания может быть упро-
щен. Для этого в формулу (63) подставим значение молекуляр-
ной теплоемкости по формуле (52):
смеси = 2 Гi
Атомная теплоемкость есть величина постоянная для всех
газов и может быть вынесена за знак суммы. Число атомов в мо-
лекулах воды и углекислого газа равно трем, а в молекулах
кислорода и азота — двум. На основании этого можно на-
писать
смеси — <*CV j%l —
(Мсп \
3^ +3-=^-4-2-=^+ 2-^4 .
2^ 2^ 2м /
Выражение в скобках представляет кажущееся число атомов
продуктов сгорания
3 (Мео, + -^Н2о) + 2 (^О, + -^Nj) /КЛЛ
г =-------------’
Для нахождения теплоемкости продуктов сгорания доста-
точно найти кажущееся число атомов по формуле (64) и умно-
жить на величину атомной теплоемкости по формулам (53) или
(54).
В табл. 4 приведены составы продуктов сгорания, коэффици-
енты молекулярного изменения и кажущееся число атомов про-
дуктов сгорания для различных коэффициентов избытка воз-
духа.
Таблица 4
Состав продуктов сгорания для жидкого топлива
(нормального состава)
а ^соа М н2о Лл3 SAf Ио Z
1,0 0,072 0,063 0 0,391 0,526 1,065 2,25
1,5 0,072 0,063 0,052 0,586 0,773 1,043 2,17
2,0 0,072 0,063 0,103 0,782 1,020 1,032 2,13
2,5 0,072 0,063 0,155 0,980 1,270 1,026 2,11
3,0 0,072 0,063 0,206 1,170 1,511 1,022 2,09
3,5 0,072 0,063- 0,258 1,370 1,763 1,020 2,08
82
Температура Tz конца видимого сгорания определяется из
уравнения теплового баланса при сгорании топлива:
а-£оО + т) + + 1,985k) 1,985), (65)
где 5 — коэффициент выделения тепла в процессе види-
мого сгорания;
у---действительный коэффициент молекулярного из-
менения;
X — степень повышения давления.
Уравнение (65) не может быть решено аналитически отно-
сительно неизвестной температуры конца видимого сгорания,
так как в первую его часть входит выражение теплоемкости при
неизвестной температуре Tz.
Практически уравнение (65) решается путем вычисления ле-
вой части и подбором такой температуры Тг, чтобы правая часть
последнего уравнения равнялась левой. Последнюю операцию
удобно выполнять графически.
На фиг. 116 дана номограмма для определения темпера-
туры Tz.
Процесс расширения продуктов сгорания начинается с точ-
ки z индикаторной диаграммы цилиндра сгорания. Практически
сгорание не заканчивается в точке г, а продолжается и при
расширении продуктов сгорания. При расширении продуктов
сгорания по линии ze (фиг. 53) происходит значительный отвод
тепла от горячих газов через стенки цилиндра в охлаждающую
воду. При простом расширении газов с одновременным интен-
сивным отводом тепла процесс расширения должен был бы про-
исходить с показателем, меньшим, чем показатель адиабаты
для продуктов сгорания. При тепловом расчете двигателей внут-
реннего сгорания обычно считают, что догорание топлива по ли-
нии расширения полностью компенсирует отдачу тепла в охлаж-
дающую воду через стенки цилиндра и утечки газа. При таком
предположении процесс политропического расширения газа с пе-
ременным показателем политропы расширения заменяется адиа-
батическим процессом с постоянным показателем. Часто упроще-
ния оказываются достаточными.
Средний показатель адиабаты расширения k2 = п2 опре-
деляется аналогично показателю линии сжатия k\. Для удобства
практических расчетов на фиг. 52 по формуле (57) построены
линии изменения показателей адиабаты в зависимости от темпе-
ратуры для воздуха и различных продуктов сгорания моторного
топлива нормального состава при различных коэффициентах
избытка воздуха (от а = 1 до а = °°).
Практически показатель политропы расширения определяют
следующим образом.
6*
83
По уравнению (65) находят температуру Тг начала расши-
рения газов. Неизвестную температуру конца расширения нахо-
дят приблизительно, предварительно задавшись показателем ли-
нии расширения в пределах = 1,20-^-1,27. Для нахождения
температуры конца расширения определяют:
Степень предварительного расширения
? = <66>
и степень последующего расширения
8 = у. (67)
Температуру конца расширения находят по формуле
(68)
по средней температуре линии расширения
'Р __ Tz -V Ть
1 ср 2
находим с помощью фиг. 52 показатель линии расширения для
работы цилиндра сгорания при соответствующем коэффициенте
избытка воздуха. После этого находим действительную темпера-
туру конца расширения по формуле (68) и давление в конце
расширения
Л—(69)
Данная методика определения показателя линии расширения
хорошо согласуется с результатами тщательного исследования
работы четырехтактного дизеля, проведенного в Тепловозной ла
Моратории МВТУ [23].
Среднее индикаторное давление цилиндра сгорания четырех-
тактного механического генератора газов находится по извест-
ной формуле:
Pt £ —- 1
1
Х(р-1Н
(70)
В основу определения среднего индикаторного давления по
последней формуле была положена теоретическая индикаторная
диаграмма. Процесс сгорания по теоретической диаграмме про-
исходит при постоянном объеме и при постоянном давлении, а
очистка цилиндра при постоянном объеме. Действительная ин-
дикаторная диаграмма характеризуется плавным протеканием
84
линии сгорания и очистки. Благодаря этому площадь дей-
ствительной диаграммы оказывается меньше площади теорети-
ческой диаграммы. Это уменьшение среднего индикаторного
давления учитывается коэффициентом <р„ полноты диаграммы:
Pid = <?nPi-
Для четырехтактных цилиндров сгорания механического ге-
нератора газов значения коэффициента полноты диаграммы мо-
гут быть взяты в пределах = 0,92 н- 0,95.
Пример. Найти среднее индикаторное давление цилиндра сгорания
четырехтактного механического генератора газов при следующих данных:
Степень сжатия е................................. 9
Давление рк воздуха после компрессора в ата 6,8
Давление ра начала сжатия в ата.................. 6,4
Давление рг генерированных газов в ата ... 6,0
Степень повышения давления к...........• . 1,1
Коэффициент избытка воздуха а.................... 2
Температура Тк воздуха после компрессора
в ° абс........................................ 503
Теплотворная способность QH топлива в ккал!кг 10 000
Коэффициент выделения тепла $................... 0,85
Состав топлива по весу в %................... С — 86,4;
Н—12,6;
Коэффициент остаточных газов находим по формуле (48), задавшись
температурой остаточных газов 77 = 860° абс. и температурой подогрева воз-
духа АТ = 10°.
рг ТК + ^Т 6,0 503 + 10
7 = е-Ра~Рг 77 = 9 • 6,4 —6,0 ’ 860 = °’07-
Температура воздуха в момент начала сжатия в цилиндре сгорания ме-
ханического генератора газов находится по формуле (44):
Г + ДТ + 77> 503 4- Ю + 0,07 • 860
Та = 1 = 1 о,О7 = 5360 абс-
Задаемся температурой конца сжатия Тст= 1100° абс. Средняя темпера-
тура в процессе сжатия
По средней температуре в процессе сжатия с помощью фиг. 52 находим
показатель линии сжатия k = 1,32.
Температура в конце сжатия
Тс = Т^-1 = 536 • 91’32-1 = 1084’ абс.
мало отличается от температуры 7+= 1100° абс., которой мы первоначаль-
но задались, поэтому перерасчет для уточнения делать не надо.
Давление в конце сжатия
Pc — Paztli = 6,4 • 91,32 = 116,5 ата.
85
Давление сгорания
pz = \рс = 1,1 . 116,5 = 128 ата.
Для коэффициента избытка воздуха а = 2 по табл. 4 коэффициент
молекулярного изменения р= 1,032. Значение действительного коэффициента
Фиг. 53. Индикаторная диаграмма
четырехтактного цилиндра сгорания
при равенстве давления генерирован-
ных газов давлению воздуха после
компрессора.
молекулярного изменения находим по
формуле
_ Mo + Т 1,032 + 0,07
Р-— 1 + 7 - 1+0,07
Кажущееся число атомов про-
дуктов сгорания при а = 2 опреде-
ляем по табл. 4: z = 2,13.
Подставляя все известные вели-
чины в уравнение (65), получим
0,85 • 10000
2 • 0,492 (1 + 0,07) +
+ (2 • 2,40 + 1,985 • 1,1) 1084 = 1,03 X
X 7/(2,13«сг + 1,985),
ИЛИ
(2,13^ 4- 1,985) = 14 740.
Решая последнее равенство гра-
фически, находим 7^ = 1815° абс.
Степень предварительного рас-
ширения находится по формуле (66):
fi А 1,03 1815
р_ 1 Тс - 1,1 1084 = 1,567>
Степень последующего расши-
рения
£ 9
в--р — 1,567 - 5-74-
Задаемся температурой конца
расширения Ть = 1200° абс. и нахо-
дим среднюю температуру процесса
расширения
ТСр
7,+ 4 1815+ 1200
2 2
По средней температуре процесса расширения с помощью фиг. 52 на-
ходим показатель линии расширения п2 = 1,25 для продуктов сгорания при
а = 2.
Действительная температура в конце расширения
7 - _ 1815 _ 117о« „Лп
ТЬ— 5л2-1 — 5>741,25-1 — 1173 абс-
мало отличается от температуры 7$'= 1200° абс., поэтому перерасчет для
уточнения делать не нужно.
Давление в конце расширения
Рг 128
р. = —-— =-------гоГ == 14,4 ата.
ь Ъп* 5,741,25
86
По данным теплового расчета на фиг. 53 построена индикаторная диа-
грамма четырехтактного цилиндра сгорания механического генератора газов.
Среднее индикаторное давление находится по формуле (70):
6,4-91,32 Г 1,1 • 1,567
Pt = 9-1- L1’1 (1’567 - 11 + 1,25-Г Х
X fl —--------Joe —-----------------fl — '" "i~) = 21,6 кг/см*.
5.741’25”1 / 1,32 — 1 \ 9^32-1 yj /
§ 14. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ЦИЛИНДРА СГОРАНИЯ
И К. П. Д. УСТАНОВКИ
При расчете комбинированных двигателей с механическими
генераторами газов необходимо определить размеры генератора,
обеспечивающие заданную мощность установки. Определение
основных размеров механического генератора газов может быть
произведено только по-
сле установления коэф-
фициента избытка воз-
духа, соответствующе-
го равенству среднего
индикаторного давле-
ния в цилиндре сго-
рания среднему инди-
каторному давлению,
необходимому для при-
вода зарядного ком-
прессора. При этом
вся энергия механиче-
ского генератора га-
зов вырабатывается в
виде сжатых газов, ис-
пользуемых в расши-
рительной машине. Со-
ответствующий коэф-
фициент избытка воз-
духа будем называть
коэффициентом из-
Фиг. 54. Изменение среднего индикаторного
давления в зависимости от коэффициента из-
бытка воздуха.
1 — в цилиндре сгорания; 2 — для привода компрессора.
бытка воздуха генераторного режима а2.
Для нахождения коэффициента избытка воздуха генератор-
ного режима необходимо вычислить среднее индикаторное дав-
ление цилиндра сгорания для различных коэффициентов из-
бытка воздуха. На фиг. 54 по данным нескольких тепловых рас-
четов построено изменение среднего индикаторного давления ци-
линдра сгорания в зависимости от а.
На той же фигуре показана величина среднего индикатор-
ного давления, необходимого для привода зарядного компрес-
сора.
87
Изменение коэффициента избытка воздуха в цилиндре сго-
рания достигается за счет различной подачи топлива за цикл
при постоянном количестве воздуха. При этом условии среднее
индикаторное давление, необходимое для привода компрессора,
остается величиной постоянной. Пересечение линии среднего ин-
дикаторного давления цилиндра сгорания с средним индикатор-
ным давлением, потребным для сжатия воздуха в компрессоре,
дает значение коэффициента избытка воздуха генераторного ре-
жима. Для рассмотренных выше примеров, согласно
фиг. 54, а2 = 3,35.
По коэффициенту избытка воздуха генераторного режима на-
ходится количество газов, образующихся при сгорании 1 кг топ-
лива в механическом генераторе газов:
г ' К 2, 1Q3(l /'71 \
ген аг ° кг топлива ’ ' '
,1/8 \
где L'q= -уу । у С + 8Н — 01 кг/кг — количество воздуха в кг*
теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива.
Температура генерированного газа может быть приближенно
найдена по формуле
Л—1
/ п \ п
• <72>
где п — показатель политропы расширения
рг — давление генерированного газа в кг)см2\
рь — давление в конце расширения в цилиндре сгорания.
Теплосодержание генерированного газа
Ix — mcTp^ 1\ = (zac£ + 1,985) Т\ ккал/моль. (73}
Температура газа в конце адиабатического расширения в ра-
бочей машине
а?-1
Т2=Т^у , (74)
где р2 — конечное давление расширения в рабочей машине;
k — показатель адиабаты расширения газа в рабочей ма-
шине, определяемый по средней температуре процесса
с помощью фиг. 52.
Теплосодержание газов в конце адиабатического расшире-
ния в рабочей машине
4 » + 1.985) Т2 (75)
88
Расход газа в расширительной машине
632/п ,
ft- *гм- с‘
где адиабатический к. п. д. расширительной машины;
ш — молекулярный вес генерированного газа.
Молекулярный вес генерированного газа определяется по
формуле
(76)
28,95 1 -р аг^о
т =-----------—
Рю аг
Производительность механического генератора газов для
тепловоза мощностью N л л. с.
Gz = NJlgz кг'час. (78)
На эту производительность должны быть рассчитаны ци-
линдры сгорания механического генератора газов. Количество
газов, образующихся в генераторе газов за час работы, равно
часовому расходу воздуха плюс весовое количество топлива, по-
данного в цилиндр сгорания за 1 час,
Q =. hi П 60 I П 60 = VhnRTai /1 I
2 va 2 vaa3L0 2 104Ро ( '
откуда находится рабочий объем цилиндра сгорания
УА = Ог—-----------
г 30^КТа1 1+аг£0
Задавшись отношением хода поршня к диаметру
сгорания Ь — можно найти размеры цилиндра
з
d
1
аг^0
и
S
м
м.
(77)
(79)
цилиндра
(80)
сгорания
После определения основных размеров цилиндра
подсчитывается к. п. д. установки с механическим генератором
газа
2 Л* (Л-4)
Чэ = -------
(81)
<?«
гдё к. п. д. расширительной машины;
Д и 12 — теплосодержание одного моля газа до и после расши-
рительной машины.
89
Подсчитаем к. п. д. комбинированного двигателя с механическим гене-
ратором сжатых газов при к. п. д. расширительной машины
= 0,8.
С помощью теплового расчета определяем все параметры генерированных
газов.
Общее количество продуктов сгорания при коэффициенте избытка воз-
духа генераторного режима а? = 3,35
VI С Н
4- -2- 4- 0,209 (аг — 1) 4- O,791a2£o =
= 0,072 4- 0,063 4- 0,209 (3,35 — 1) + 0,791 • 3,35 • 0,494 == 1,686 кг-моль/кг.
Температура конца видимого сгорания определяется по формуле (65):
0,85 • 10*
3,35.0,494(1 4-0,07) + (2 ’ 2’40 + Ь985 ’ 1Д) 1084 = (2*08^ + 1,985),
откуда Т2 = 1525° абс.
Степень предварительного расширения
(X Tz 1,02 1525
р - X Тс - 1,1 1084 ~ 1>305-
Степень последующего расширения
£ 9
5 = р — 1,305 - 6-90-
Показатель политропы расширения для средней температуры процесса
расширения находится по фиг. 52. Для аг = 3,35 и 7^= 1200° абс. показа-
тель и2 = 1,27.
Температура газа в конце расширения
Т2 1525
Ть = ——1 = I = 905° абс.
S'12”1 6.901’27"1
Давление в конце расширения
Pz 128
р, = —— — ~—тут = 11,0 кг!см\
№ 6,901,27
Температура в ресивере перед рабочей расширительной машиной опре-
деляется по формуле (72):
п-1 1,32-1
(рг\ п I 6,0 \ 1,32
Л = Tb = 906 = 785° абс.
Для расширительных машин турбинного типа такая температура яв-
ляется низкой, так как по условиям надежной работы материала лопаток
авиационной турбины ib настоящее время допускается температура до 900° С.
Для расширительных машин поршневого типа максимальная темпера-
тура ограничена величиной 450° С, так как при большей температуре может
происходить испарение смазки в цилиндре расширительной машины.
Температура в конце расширения в рабочей машине при условии расши-
рения газа до атмосферного давления находится по формуле (74) с учетом
величины показателя по фиг. 52:
п-1 1,35-1
/р2\ п / 1,0 \ 1,35
= 785(to) = 492° абс.
90
Теплосодержание газа до и после расширительной машины находится
по формулам (73) и (75):
Zt = (2,08 • 2,05 4-1,985) • 785 = 4905 ккал/моль\
/2 = (2,08 • 1,60 4- 1,985) • 492 = 2605 ккал)моль,
К. п. д. комбинированного двигателя находится по формуле (81)
Wi~ 1,686(4905 — 2605)0,8
ъ— = 10000 -31,0%.
Все расчеты, связанные с определением теплосодержания,
удобно делать при помощи комбинированной тепловой диаграм-
мы, показанной на фиг. 55. Слева дана зависимость теплосодер-
жания от температуры для генерированных газов различных со-
ставов. Справа построены линии постоянного объема и постоян-
ного давления. С помощью масштабов отношений давлений и
удельных объемов легко решаются все вопросы, связанные
с адиабатическим расширением газов.
§ 15. РАСЧЕТ ЧЕТЫРЕХТАКТНОГО КОМБИНИРОВАННОГО
ДВИГАТЕЛЯ
На фиг. 54 показано изменение среднего индикаторного дав-
ления в цилиндре сгорания комбинированного четырехтактного
двигателя при давлении сжатого воздуха после компрессора
6,8 ата. Точка А соответствует работе комбинированного двига-
теля в режиме генератора газов. При этом коэффициент избытка
воздуха аг = 3,35. Практически в комбинированном двигателе
коэффициент избытка воздуха может достигать тех же значений,
что и в современных дизелях. В зависимости от степени совер-
шенства топливоподающей системы и от назначения дизеля ко-
эффициент избытка воздуха составляет на номинальном режиме
от 1,3 до 2. При таких значениях коэффициента избытка воз-
духа в комбинированном двигателе среднее индикаторное дав-
ление цилиндра сгорания pid будет превышать среднее индика-
торное давление piK, необходимое для привода компрессора.
В этом случае с коленчатого вала четырехтактного комбиниро-
ванного двигателя может быть снята дополнительная мощность
^д~ 75-60-2 Л' С' (82)
где pid и рис — средние индикаторные давления в кг/см2;
Vh — рабочий объем одного цилиндра в м3;
п — число оборотов коленчатого вала в минуту;
i — число цилиндров.
В последнюю формулу не входит механический к. п. д., так
как все механические потери были учтены при определении сред-
него индикаторного давления, необходимого для привода ком-
прессора по формуле (50).
91
(83)
(84)
(85)
Мощность турбины комбинированного двигателя может быть
определена по формуле
_г (1+аЛПЛ-Л) „ „
Nr—Ge г]Т л. с.,
где Ge — количество топлива, сгорающего за 1 час, в кг;
Д и /2 — теплосодержание газа до и после адиабатического
расширения в турбине в ккал/моль;
т — молекулярный вес газа.
Количество топлива, сгорающего в четырехтактном комбини-
рованном двигателе за один час, может быть определено сле-
дующим образом. Количество воздуха, остающегося в цилиндре
после закрытия клапанов,
С. _^РаУд 1 кг
Ue~ RTa 1+7
Количество топлива, подаваемого за один цикл, опреде-
ляется делением количества воздуха в цилиндре на теоретически
необходимое количество воздуха для сгорания 1 кг топлива при
данном коэффициенте избытка воздуха
Ag = —-----! - кг/цикл.
После этого находится общее количество топлива, расходуе-
мого комбинированным двигателем за 1 час его работы,
Ge = 30Ag//z кг!час. (8б)
К. п. д. комбинированного двигателя при работе с коэффици-
ентом избытка воздуха меньшим коэффициента избытка воз-
духа генераторного режима будет больше за счет получения до-
полнительной работы на коленчатом валу машины.
Эффективный к. п. д. комбинированного четырехтактного дви-
гателя определяется в этом случае как отношение полезного
тепла, превращенного в работу к теплу топлива:
632 (7Vr + Nd)
---Wn- 100%-
(87)
GeQH
После подстановки в последнее выражение мощности тур-
бины по формуле (83) и мощности, получаемой на коленчатом
валу машины, по формуле (82) получаем после преобразований
расчетную формулу для определения к. п. д. четырехтактного
комбинированного двигателя:
RT-"+i><
e Pa Qh
(1 + aL^^-I^
™Qh
(88)
92
Удельный расход топлива iHa 1 л. с. ч. находится по формуле
. 632
Ое =—тг .
Пример. Определить эффективный к. п. д. и мощность 16-цилиндро-
вого комбинированного четырехтактного двигателя, работающего с коэффи-
циентом избытка воздуха а = 2. Диаметр цилиндра сгорания d = 240 мм.
Ход поршня S = 300 мм. Число оборотов коленчатого вала 900 в минуту.
Давление газов перед турбиной рг = 6 ата. К. п. д. турбины =85%. Все
остальные данные указаны в предыдущем примере.
При расчете цилиндра сгорания выше было найдено среднее индикатор-
ное давление pid =21,6 кг/см2. Там же было найдено давление в конце
расширения рь = 14,4 ата и температура 7^=1173° абс. По формуле (72)
находим температуру газов перед турбиной
п-1 1,30-1
71= ^(5) " =1173(w) =958-абс.
Температура газа в конце адиабатического расширения в турбине по
формуле (74)
k-1 1,35-1
/р2\ * / 1,0\ 1,35
Г, = Л ) = 958 ( еУ = 532’ абс.
Теплосодержание газов до и после турбины находим по формулам (73)
и (75):
4 = (2,13 • 2,25 + 1,985) • 958 = 6480 ккал/моль\
/2 = (2,13 • 1,70 4- 1,985) • 532 = 2985 ккал/моль.
Подставляя известные величины в формулу (88), получим значение эф-
фективного к. п. д. комбинированного двигателя
9 — 1 21,6 — 13,1 29 • 536(1 +0,07)2 • 14,3 (
^— 0,234 9 - 10000 +
(1 +2-14.3)(6480-2985) _
+ 28,9-10 000 во-4^,0%.
Соответствующий удельный расход топлива
632 632 ,
8е °" ~ 0,435 • 104 — 0,145 кг!л- с‘ ч'
Мощность, получаемая на коленчатом валу комбинированного двига-
теля, определяется по формуле (82):
хг (21,6-13,1) 13,56’900’16
4»— 900 ~~~1 $45 л. с.
Мощность на валу турбины по формуле (83)
„ ™ (1 + 2 • 14.3) (6480 - 2985) „ „
NT = 890 —------* о--------------- 0,85 = 4280 л. с.
1 Ь62 • 28,У
Суммарная мощность комбинированного двигателя
Nd + NT = 1845 + 4280 = 6125 л. с.
ГЛАВА IV
РАСЧЕТ ДВУХТАКТНЫХ КОМБИНИРОВАННЫХ
ДВИГАТЕЛЕЙ
§ 16. ВЫБОР ДАВЛЕНИЯ ГЕНЕРИРОВАННЫХ ГАЗОВ
Расчет комбинированного двигателя сводится к определению
основных размеров цилиндра сгорания и компрессора, обеспе-
чивающих заданную мощность расширительной машины.
Перед определением основных размеров генератора нужно
найти давление генерированных газов, необходимое для получе-
ния максимального к. п. д.
комбинированного двига-
теля.
На фиг. 56 показана схе*
ма двухтактного генерато-
ра газов с кривошипно-ша-
тунным механизмом и кла-
панно-щелевой продувкой
камеры сгорания. Компрес-
сор всасывает воздух из ат-
мосферы при давлении рвс
и температуре Твс, сжима-
ет его до давления рк и по-
дает в продувочный реси-
вер. Из продувочного реси-
вера сжатый воздух при
открытии поршнем окон
Фиг. 56. Схема двухтактного генератора попадает в цилиндр сгора-
газов. ния, откуда удаляются про-
дукты сгорания через вы-
пускной клапан. Вместе с продуктами сгорания через выпуск-
ной клапан уходит избыток продувочного воздуха. Смесь
продуктов сгорания с избытком продувочного воздуха образует
генерированные газы с давлением рг.
Объем воздуха, подаваемого компрессором, должен быть
достаточным для наполнения объема цилиндра сгорания при
давлении ра зарядки и для создания избытка продувочного воз-
духа, необходимого для хорошей очистки цилиндра сгорания от
94
остаточных газов. Таким образом, между рабочим объемом,
цилиндра сгорания Vh и рабочим объемом цилиндра компрес-
сора существует определенная связь. Рабочий объем цилиндра
сгорания определяется по формуле
V,, (89)
где ф — потерянная доля хода, равная отношению высоты окна
к полному ходу поршня.
Обозначим GK вес воздуха, подаваемого компрессором на
каждый кг топлива. Часть этого воздуха попадает в ци-
линдр сгорания, а избыток смешивается с продуктами сго-
рания.
Количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива
в цилиндре сгорания,
GQ = aL'Q кг/кг, (90)
где L'q — теоретически необходимое количество воздуха в кг
для сгорания 1 кг топлива.
Отношение веса .воздуха, подаваемого компрессором к весу
воздуха необходимого для сгорания 1 кг топлива в цилиндре
сгорания, есть коэффициент избытка продувочного воз-
духа
Т = (91)
Величиной коэффициента избытка продувочного воздуха при
расчетах обычно задаются. Для двухтактных механических гене-
раторов газа значение коэффициента избытка продувочного воз-
духа изменяется в зависимости от режима работы. На номиналь-
ном режиме работы коэффициент избытка продувочного воздуха
Ф= 1,5 2,0.
Из последней формулы легко определяется вес воздуха, кото-
рый необходимо подать компрессором для сгорания 1 кг топлива
в цилиндре сгорания.
Количество газов, вырабатываемых механическим генерато-
ром газов при сгорании 1 кг топлива, равно весу воздуха G к
плюс вес топлива
Gt= 1 4- GK= 1 -f- ?G0 = 1 кг газа/кг топлива. (92)
При генераторном режиме работа компрессора равна работе
цилиндра сгорания.
Работа компрессора
771,-1
LK =..[(—) m‘ -1 ] — R Твс кгм. (93)
к Щ. — 1 I \р / J г. вс v 7
1 L х*вс' J
95
Подставив в последнее уравнение Ок — ^а.вкйтв и заменяя
wie/? = 848, получим
7711 — 1
А = 848 -1°-7’8с-^-j- [И —11 кгм. (94)
к mi -1 \-\Pj J
Работа газов в цилиндре сгорания
Ld= кгм, (95)
где pt — среднее индикаторное давление в кг/см2, отнесенное
к полезному ходу поршня;
Vh— полезный рабочий объем цилиндра сгорания в л^3;
— механический к. п. д. цилиндра сгорания.
В цилиндре сгорания генератора газов после закрытия орга-
нов распределения остается смесь остаточных газов и свежего
воздуха. Вес смеси остаточных газов и свежего воздуха в ци-
линдре сгорания при ходе сжатия
4-?) кг, (96)
где 7 — коэффициент остаточных газов;
— молекулярный вес смеси;
£0 — теоретически необходимое количество воздуха в молях
для сгорания 1 кг топлива.
Объем смеси воздуха и продуктов сгорания при температуре
начала сжатия Та и давлении ра
Va ~ W7----------Wa------- M • (97)
Полезный объем можно представить в виде
V = у = LzlI _848а Т“ (98)
Подставляя найденный объем в формулу (95), получим
£д = Ц^848а£0(1+1)Га^ ^кгм. (99)
Ра
Приравняв работу компрессора работе цилиндра сгорания,
получим расчетную формулу для определения среднего инди-
каторного давления в цилиндре сгорания, соответствующего ре-
жиму генерации газов:
7Hi-l
р _ е Р-_________'"‘-1’1 кг!см2 (100)
А Е-ИЛ(1+1) ’l» «1-1LM Цкг/см. (100)
Из этого уравнения можно сделать следующие выводы:
1. Среднее индикаторное давление режима генерации газов
зависит от давления генерированных газов, определяемого отно-
Рк
шением ----.
Рве
96
2. Увеличение коэффициента избытка продувочного воздуха
вызывает пропорциональное увеличение среднего индикаторного
давления режима генерации газов.
3. Увеличение к. п. д. компрессора и механического к. п. д.
цилиндра сгорания уменьшает индикаторное давление, необхо-
димое для генерации газов определенного давления.
4. Увеличение степени сжатия в цилиндре сгорания генера-
тора газов уменьшает среднее индикаторное давление режима
генерации газов.
5. Улучшение очистки цилиндра вызывает уменьшение сред-
него индикаторного давления режима генерации газов.
При прямоточной клапанно-щелевой продувке обычно при-
нимают коэффициент остаточных газов т = 0,05н-0,06, а при пря-
моточной щелевой продувке у= 0,03 л-0,05 [2].
При определенных размерах камеры сгорания генератора
среднее индикаторное давление, отнесенное к полезной части хода
поршня, является функцией коэффициента избытка воздуха:
т! — 1
Е Ра ЧТвс т1 \[РДт‘ Л /1П1х
Pl f(aJ е _ 1 ЦмТа (1 + -() r|/;“ Ц- ( )
С помощью формулы (101), выражающей эту функцию в не-
явном виде, можно построить кривую зависимости среднего ин-
дикаторного давления от коэффициента избытка воздуха. Точка
на этой кривой, соответствующая среднему индикаторному дав-
лению по формуле (100), определяет коэффициент избытка воз-
духа режима генерации газов.
Для того чтобы найти среднее индикаторное давление в ци-
линдре сгорания, необходимо сначала определить давление воз-
духа после компрессора и давление свежего заряда в цилиндре
в момент начала сжатия для соответствующего давления гене-
рированных газов.
Давление свежего заряда в цилиндре сгорания в момент
начала сжатия ра меньше давления продувочного воздуха рк
на величину потерь в впускных окнах и больше давления
генерированных газов рг на величину потерь в выпускных кла-
панах или окнах
Ра = Р,< ~ = Рг + Ьрв ата. (102)
При расчете продувки двухтактных двигателей обычно за-
даются отношением перепада давления в выпускных окнах к об-
щему перепаду давления
Ориентировочно можно принимать для прямоточной клапан-
но-щелевой продувки а = 0,6= 0,95; для прямоточной щелевой
продувки а — 0,3ч- 0,5 [18].
7 Зак. 3/699 97
Потеря давления в продувочных окнах пропорциональна
квадрату скорости газа, протекающего через окно, и его удель-
ному весу
10<Да, = тЛ g, (104)
где w — скорость воздуха в окнах в м/сек-,
Тв —удельный вес воздуха в кг/м?\
5 — коэффициент сопротивления продувочных окон.
Аналогичная формула может быть написана и для потерь
при выпуске через клапан или окно.
Из формулы следует, что потери давления пропорциональны
удельному весу газа, протекающего через органы распределения.
Это обстоятельство позволяет приближенно оценить потери дав-
ления в органах распределения цилиндра сгорания механиче-
ского генератора при разных давлениях генерированного газа,
если известны потери давления при определенном давлении газа
перед турбиной или поршневой расширительной машиной-
Зная давление сжатого воздуха после компрессора рк, можно
найти температуру воздуха
тх—1
/п
r.= WJ (105>
где тх — показатель политропы сжатия в компрессоре.
Для нахождения показателя политропы сжатия в компрес-
соре определяем среднюю температуру на линии сжатия
Тср^^^. (106)
Предварительно величина Тк определяется по TS-диаграмме
(см. приложение) - После этого по средней температуре на линии
сжатия с помощью фиг. 52 находится средний показатель адиа-
батического процесса сжатия. Этот показатель может быть при-
нят с достаточной для практических расчетов точностью за по-
казатель политропы сжатия в компрессоре.
На фиг. 45 показана зависимость показателя политропы сжа-
тия в компрессоре от давления конца сжатия по опытам Тепло-
возной лаборатории [37]. Опыты производились с одноступенча-
тым компрессором с водяным охлаждением стенок цилиндра.
Во время опытов изменялось давление сжатия при постоянном
числе оборотов вала компрессора 450 в минуту. На той же диа-
грамме построена кривая изменения показателей адиабатиче-
ского процесса сжатия воздуха, построенная по средней темпе-
ратуре воздуха на линии сжатия с помощью фиг. 52- Сравнение
экспериментальных данных с расчетной кривой показывает, что
все опытные точки достаточно близко совпадают с теоретической
98
кривой. При больших числах оборотов вала компрессора процесс
сжатия в компрессоре даже при охлаждении стенок цилиндра
водой приближается к адиабатическому процессу сжатия. Это
подтверждается экспериментально. На фиг. 39 представлено из-
менение показателей политроп сжатия и расширения в компрес-
соре в зависимости от числа оборотов. Для каждого числа обо-
ротов показатели определялись по индикаторной диаграмме,
полученной при помощи индикатора ТЛ-3 при постоянном дав-
лении сжатого воздуха рк = 4 ата.
Для того чтобы найти коэффициент избытка воздуха режима
генерации газов по среднему индикаторному давлению, уравне-
ние (101) можно представить в таком виде:
L ра^П1
1 г р"2
-----я2р —£—•
и2-11 е"а~
(Ю7)
В левой части этого уравнения находятся величины, которые
легко могут быть найдены. Для определения показателя по-
литропы сжатия п\ и температуры конца сжатия в цилиндре сго-
рания удобно пользоваться специальной номограммой (фиг. 57).
По оси абсцисс номограммы находят нужную степень сжатия.,
От точки пересечения линии степени сжатия с линией нужного
показателя политропы проводят горизонталь до вертикальной
линии ел-1. Полученную точку на шкале s72-1 соединяют линейкой
с начальной температурой по шкале Т\. Конечная температура
находится по шкале ТУ На фиг. 57 показан пример
Тс = ту-1 = 323 • 121’34-1 = 750° абс.
Показатель политропы сжатия находится с помощью фиг. 52
по средней температуре за период сжатия [33].
Теперь для нахождения коэффициента избытка воздуха
можно использовать уравнение сгорания.
Для облегчения расчетов по этой формуле удобно построить
график функции
B=Tz(z<u%+ 1,985) (108)
в зависимости от температуры конца видимого сгорания. Из
уравнения сгорания с учетом выражения (108) находим
а —_______________. (109)
2 Lo (1 + 7) [(хв - (2ас J + 1,985k) Тс\ '
Остается определить эффективность процесса генерации
сжатых газов. Для этого введем понятие к. п. д. генератора,
7* 99
о
о
Ti
600-
под которым будем понимать отношение работы адиабатиче-
ского расширения генерированного газа к теплу топлива:
Gr(Zi—z2) — 4) rim\
^=—(110)
где и i2 — теплосодержание 1 кг газа до и после адиабати-
ческого расширения;
т — молекулярный вес генерированного газа.
Для определения теплосодержания генерированного газа
надо найти кажущееся число атомов смеси продуктов сгорания
Фиг. 58. Кажущееся число атомов для продуктов сгорания в зависи-
мости от коэффициента избытка воздуха в цилиндре сгорания.
и продувочного воздуха. Для этого можно воспользоваться фор-
мулой
__3 t^co3 4- ^н2о) + 2 (^о2 + ^n2)___
Мсо2 4" ^н2о 4“ ^о2 4"
/С Н \
3 у [2 4“ / 4” 2 (таг — 0,209) Lq
— С н
Д2 + + (чаг — 0,209) Lq
Приближенно z может быть найдено по фиг. 58,
а = сраг.
Теплосодержание 1 кг генерированного газа
. (ZaC£ + 1,985) Г,
(Ill)
считая
m
где m — молекулярный вес генерированного газа.
(112)
101
Числитель последнего выражения может быть легко найден
с помощью фиг. 59.
Кажущийся молекулярный вес генерированных газов равен
сумме произведений молекулярных весов составляющих газов
на соответствующие объемные доли
т = 44=^ + 18^ + 32^ + 28=.--. (113)
5+ 2м 2м
Продукты сгорания из цилиндра сгорания поступают в ре-
сивер перед расширительной машиной. Их температура при дав-
лении генерированных газов может быть найдена по формуле
a—i
77=7^-)*’. (114)
В ресивере происходит смешение продуктов сгорания со
сжатым воздухом в количестве (ф— 1) aL07 кг, имеющего темпе-
ратуру Тк сжатого воздуха.
Температура газовоздушной смеси перед расширительной
машиной Г1 может быть найдена из уравнения теплового ба-
ланса
(1 + <ра/;) Т\ср = (<Р - 1) %L'OTKCP + (1 + Тгс'р,
откуда
7 (<Р ~ aL0TKCP + t1 + а+о) Тгср _
1 (1 + ?“г£о) с’р
_ (т-1|г,г, + ^4 (115)
(? —1 +р-)<7,
где с \ с \ с — средние весовые теплоемкости воздуха, продук-
тов сгорания и смеси продуктов сгорания
с продувочным воздухом.
Средние весовые теплоемкости находятся по формуле
zacv 4- 1,985
СР тп
где m — молекулярный вес [28].
Пример. Найдем среднее индикаторное давление в цилиндре сгора-
ния, соответствующее режиму генерации газов с давлением 2, 3, 4, 5 и 6 ата.
Для расчета примем:
Действительная степень сжатия г в цилиндре сгорания . 10
Коэффициент избытка продувочного воздуха ср......... 1,5
Коэффициент остаточных газов 7.................• . . 0,05
Механический к. п. д. цилиндра сгорания............. 0,9
К. п. д. компрессора................................ 0,85
102
Фиг. 59. График для определения теплосодержания одного
моля воздуха или продуктов сгорания.
103
Температура Твс в ° абс. воздуха в начале сжатия в комп-
рессоре .........................................293
Давление рвс воздуха в начале сжатия в компрессоре
в ата............................................0,9
Степень повышения давления X в цилиндре сгорания . . 1,4
По формуле (100) находим
в цилиндре сгорания, соответствующее
рг = б ата,
среднее индикаторное давление
режиму генерации газов с давлением
10 6,40 1,5-293 1,41
Л=10—1 0,9 - 523(1+0,05) 0,85 1,41—1 Х
X
6,40 \
, 0,9/
1,41-1
1,41
= 20,5 кг/см2.
Для других давлений рг средние индикаторные давления приведены
в табл. 5.
Таблица 5
Индикаторные давления и потери давления в органах
распределения цилиндра сгорания
Показатели Размерность Расчетные величины при давлении рг в ата
2 3 4 1 5 6
Др„ = Дрв кг/см2 0,12 0,18 0,24 0,30 0,40
Ра ата 2,12 3,18 4,24 5,30 6,40
Рк ата 2,24 3,36 4,48 5,60 6,80
Р.1 кг/см? 3,42 7,30 11,26 15,72 20,50
Задавшись величиной а = 0,5, получим одинаковое падение давлений
в продувочных и выпускных окнах. Приняв потери давления в продувочных
окнах Др/? = 0,4 ата и в выпускных окнах Aptf — 0,4 ата для давления гене-
рированных газов рг = 6 ата, получим для других давлений генерирован-
ного газа значения потерь в органах распределения, приведенные в табл. 5.
При расчете принимаем, что температура конца сжатия в компрессоре
равна температуре начала сжатия в цилиндре сгорания. Частичное охлажде-
ние воздуха в трубопроводе от компрессора к цилиндру сгорания считаем
компенсированным за счет подогрева воздуха в цилиндре сгорания.
Температуры конца сжатия Т с и показатели политроп сжатия приве-
дены в табл. 6. Там же указаны величины
представляющие левую часть уравнения (107). Правая часть уравнения (107)
является функцией двух переменных: степени предварительного расшире-
ния р и показателя политропы расширения в цилиндре сгорания пъ. Обе эти
величины связаны между собой, так как обе зависят от коэффициента из-
бытка воздуха режима генерации газов.
Для нахождения а г можно поступить следующим образом. Задаемся
показателем политропы расширения л2=1,27. Тогда для режима генерации
газов с давлением газов рг = 6 ата по уравнению (107) имеем:
1 Г Р1’27 1
1,27—1 1’27р — ю1^7-1". = 3’
104
Подбором или графически находим р = 1,22. После этого можно найти
температуру конца видимого сгорания из формулы (66).
При а = 2,5 значение р,0 = 1,026. При у = 0,05 действительный коэффи-
циент молекулярного изменения
1,026+0,05
1+0,05 = 1,()22-
Подставляя все известные величины в формулу (66), получим:
1,4 . 1,22 • 1090
Tz — 1 022 — 1820° абс,
По формуле (109) при Е = 0,85, QH = 10000 ккал/кг и = 0,494 мол/кг
0,85-10 000
~ 0,494(1+0,05) [1,022 • 14 700 — (2 • 2,39+1,985 • 1,4) 1090] “ 2’42,
Теперь можно проверить величину п2, которую первоначально приняли
равной 1,27. Для этого находим степень последующего расширения
е Ю
5 — р — 1,22 ~ 8,20
и температуру конца расширения
Tz 1820
7^ — —1 = Г — 1035° абс.
в^о1’27”1
Средняя температура процесса расширения
1820+1035
Тср =-----------= 1427 абс.
По фиг. 52 находим средний показатель политропы расширения п^— 1,26.
Разница между первоначальным значением и вновь полученным равна
1,27— 1,26 = 0,01. Выясним величину погрешности при определении коэффи-
циента избытка воздуха режима генерации от такой разницы в показателе
политропы расширения.
Уравнение (107) при этом принимает вид
1
1,26—1
1,26р —
р1,26 -
ю1’26-1.
= 3,15,
Подбором или графически находим р = 1,24.
Температура конца видимого сгорания
Tz =
1,4 • 1г24 • 1090
1,022
= 1850° абс.
По уравнению (108) находим В == 15 000 и по формуле (109)
0,85-10 000
“г - 0,494 (1+0,05) [1,022 • 15 000 — (2 • 2,39+1,985 • 1,4) 1090 ~ 2’31,
Сравнение этой величины с первоначальной позволяет сделать следую-
щий вывод: ошибка на единицу в третьем знаке показателя дает ошибку не
более единицы во втором знаке коэффициента избытка воздуха.
Окончательно находим
10 1850
В = J 24 — 8,07 и 7# = J 26-1 = Ю76° абс.
о,U/
105
Разница с первоначально определенной температурой конца расшире-
ния составляет при этом около 3,8%.
Для других значений давления генерированных газов результаты рас-
чета приведены в табл. 7.
Таблица 6
Результаты расчета генератора для разных давлений
генерированного газа
Показатели Размерность Расчетные величины при давлении рг в ата
2 1 3 1 4 1 5 1 6
Рк ата 2,24 3,36 4,48 5,60 6,80
т1 — 1,45 1,43 1,42 1,415 1,41
Та + Твс 2 ° абс. 338 360 380 395 408
Т * а ° абс. 383 428 468 496 523
Рк/Рвс — 2,49 3,74 4,98 6,22 7,57
Pi кг/см2 3,42 7,30 11,26 15,72 20,50
Ра кг/см2 2,12 3,18 4,24 5,30 6,40
Тс ° абс. 870 940 1000 1050 1090
— 1,36 1,34 1,33 1,325 1,32
— 22,9 21,8 21,4 21,1 20,9
А — 2,55 2,82 2,95 3,07 3,15
п2 — 1,280 1,275 1,270 1.265 1,260
Р — 1,00 1,05 1,12 1,18 1,24
тг ° абс. 1190 1352 1535 1696 1850
ТЬ ° абс. 626 727 850 962 1076
аг — 6,80 4,66 3,48 2,71 2,31
Pz ата 67,9 97,0 127 156 187
Рь ата 3,56 5,60 1 7,90 10,4 13,5
По формуле (ИЗ) для генераторного режима а? =2,31 кажущийся мо-
лекулярный вес генерированного газа
т
0,072
1,742
_ 0,063 _ 0,254
^"18 1,742 + 32 1,742 + 28
1,352
1,742
= 28,9.
Молекулярный вес воздуха 28,95. Таким образом, молекулярный вес ге-
нерированного газа очень близок к молекулярному весу воздуха. На этом
основании можно с достаточной степенью точности считать молекулярный вес
генерированных газов равным молекулярному весу воздуха.
Общее количество продуктов сгорания и воздуха при коэффициенте
избытка воздуха генераторного режима а? = 2,31
GT = 1 = 1 + 1,5 • 2,31 • 0,494 • 28,95 = 50,5 кг газа/лг топлива.
Для аг=2,31 и дизельного топлива нормального состава (86,4%С;
12,6%Н; 1,0%О) по формуле (111) кажущееся число атомов генерирован-
ного газа
(0,072 + 0.063) 3 + 2 (2,31 • 1,5 — 0,209) 0,494 3.619
z - 0,072 + 0,063 + (2,31 • 1,5 - 0,209) 0,494 ~ 1,742 ~ 2'08-
106
Подсчитаем температуру газа перед расширительной машиной при дав-
лении рг = 6 ата.
По формуле (114)
1,30-1
Тг = 1076 1,30 = 892° абс.
Теплоемкость воздуха при температуре Тк = 523° абс.
ср = 0,181.
Теплоемкость продуктов сгорания при Тг = 892° абс.
ср = 0,230.
Теплоемкость смеси не может быть подсчитана, так как неизвестна тем-
пература смеси. Уравнение (115) позволяет подсчитать величину
(<р — \'}Тс + ^Тс
Л = 7\ (ZaC£ + 1,985) = ----,
(т—1+F)—
по которой с помощью фиг. 59 можно найти Т\.
Подставляя все известные величины, находим
г т Л . (1,5 — 1) 523 • 0,181 + 1,022 • 892 • 0,23
Л = 1\ (2,08а<- + 1,985) = *-------’ -----------28,9 =
1,5 — 1 + 1,022
= 4890 ккал!моль.
С помощью фиг. 59 находим 7’1 = 760° абс.
Температура конца адиабатического расширения будет
п-1
7'2 = 7’1(^г) " = 760Ш 1,33 = 487°абс-
С помощью фиг. 59 находим /2 = 2590 к,кал/моль и по формуле (НО)
к. п. д.
50,5 (4890 — 2590)
1)2 = 10000 • 28,9 — 40,2%.
С учетом к. п. д. газовой турбины т] т = 0,85 к. п. д. установки будет
равен
т] = т]27]г = 40,2 • 0,85 = 34,2%.
Для других значений давлений генерированного газа результаты расчета
приведены в табл. 7.
По результатам расчетов построены кривые зависимости (фиг. 60) коэф-
фициента избытка воздуха генераторного режима среднего индикаторного
давления pi, в цилиндре сгорания и производительности генератора
Gtkc газа/кг топлива от давления генерированного газа рг-
На фиг. 61 представлены диаграммы зависимости температуры Л до и
температуры Т2 после адиабатического расширения в рабочей машине и
к. п. д. генератора и всей установки в зависимости от давления генериро-
ванного газа (к. п. д. расширительной машины принят равным 85%). Ма-
ксимальная экономичность всей установки достигается при давлении около
4—5 ата. При меньших давлениях генерированного газа уменьшается пе-
репад тепла в расширительной машине, а при больших давлениях генери-
107
рованного газа доминирующее влияние оказывает уменьшение веса гене-
рированного газа, приходящегося на 1 кг сжигаемого топлива.
Результаты расчета хорошо совпадают с результатами испытаний гене-
ратора газов фирмы Гетаверкен.
При испытании образца был получен эффективный к. п. д. 33,5% при
давлении генерированных газов около 5 ата. Примерно ту же цифру дают
результаты расчетов.
Фиг. 60. Коэффициент избытка воздуха
генераторного режима, среднее инди-
каторное давление в цилиндре сгорания
и количество газа в зависимости от
давления генерированных газов.
Фиг. 61. Температуры генериро-
ванного газа Т\ и Т2 до и после
расширительной машины и к. п. д.
генератора у? и комбинирован-
ного двигателя в зависимости
от давления генерированных га-
зов.
Таблица 7
Определение номинального давления генерированных газов
Обозначение Размерность Расчетные величины при давлении рг в ата
2 1 3 1 4 1 5 6
Тг 0 абс. 540 623 724 812 892
Тг ° абс. 460 540 615 690 760
k —. 1,35 1,34 1,31 1,30 1,30
т2 ° абс. 380 407 429 458 487
п — 1,38 1,36 1,35 1,34 1,33
GT кг/кг 147,0 100,9 75,6 59,1 50,5
Ъ % 31,8 35,8 39,2 39,5 40,2
% 27,1 29,8 33,7 33,5 34,2
108
Для исследования влияния коэффициента избытка продувоч-
ного воздуха на к. п. д. двухтактного генератора газов были
произведены расчеты для разных коэффициентов избытка про-
дувочного воздуха от 1,5 до 2,5. Расчеты производились для
цилиндра сгорания со степенью сжатия 8 = 9. Механический
к. п. д. был принят равным
= 0,9, к. п. д. компрес-
сора т^—0,85 и коэффи-
циент остаточных газов у =
= 0,05. По результатам рас-
четов построена диаграмма
(фиг. 62) зависимости к. п. д.
от коэффициента избытка
продувочного воздуха для
разных давлений генериро-
ванного газа. При всех дав-
лениях генерированного га-
за к. п. д. падает с увеличе-
нием коэффициента избыт-
ка продувочного воздуха.
При расчетах выяснилось,
что коэффициент избытка
продувочного воздуха почти
не влияет на температуру
газов перед турбиной. Это
может быть объяснено тем,
что при малых значениях
коэффициента избытка про-
дувочного воздуха умень-
шается среднее индикатор-
ное давление в цилиндре
сгорания, необходимое для
привода компрессора. Одно-
временно увеличивается ко-
эффициент избытка воздуха
Фиг. 62. Влияние коэффициента из-
бытка продувочного воздуха на
к. п. д. двухтактного генератора
газов.
генераторного режима и температура газов в цилиндре сго-
рания.
При больших значениях коэффициента избытка продувоч-
ного воздуха коэффициент избытка воздуха генераторного ре-
жима уменьшается и температура продуктов сгорания увеличи-
вается, но перед турбиной продукты сгорания смешиваются
с большим количеством продувочного воздуха, имеющего до-
вольно низкую температуру. В результате смешения темпера-
тура газов перед турбиной остается примерно одинаковой
при всех значениях коэффициента избытка продувочного воз-
духа.
109
§ 17. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ МЕХАНИЧЕСКОГО
ГЕНЕРАТОРА ГАЗОВ ДЛЯ ПОЛУЧЕНИЯ ЗАДАННОЙ МОЩНОСТИ
РАСШИРИТЕЛЬНОЙ МАШИНЫ
Размеры механического генератора газов определяются в за-
висимости от мощности расширительной машины, исходя из
оптимального режима работы.
Расход газа в расширительной турбине или поршневой ма-
шине на каждую л. с. определяется по формуле
632 632/п ,
ёг=Г------= --- кг Л. С. Ч., (117)
(*1 — (Л —Шг
где к. п. д. расширительной машины;
тп — молекулярный вес генерированного газа.
По заданной мощности расширительной машины легко опре-
деляется количество газов, которое должен призводить генера-
тор газов в час:
Gz = NTgz кг!^ас-
(118)
Зная из предыдущих расчетов количество газа GT, получае-
мого при сгорании 1 кг топлива в цилиндре сгорания, находим
расход топлива в генераторе газов за 1 час его работы:
Г G? Птёг
Ое = =--------- кг час.
Gt 1+?аЛо
Полезный объем, описываемый поршнями цилиндров
ния генератора газов за 1 час,
V— z SnbQ (1 — ф) M?j4ac,
(Н9)
сгора-
(120)
где г—число цилиндров сгорания генератора газов;
d — диаметр цилиндров сгорания в м\
S—XGK поршня в я;
п — число оборотов в минуту коленчатого вала генератора.
Вес продуктов сгорания при общем полезном объеме V ка-
мер сгорания генератора газов

(121)
где riv — коэффициент наполнения, определяемый по формуле
(43).
К продуктам сгорания добавляется избыток продувочного
воздуха в количестве
°п. 1) (122>
по
Общий вес газовоздушной смеси, состоящей из продуктов:
сгорания и избытка продувочного воздуха,
Сг = (1 + кг)час. (123)
KJa \ aLQ /
После подстановки в последнее уравнение количества газов,
которое должен производить генератор, по формуле (118) на-
ходим необходимый полезный объем цилиндров сгорания
VOtPaO +
По найденному полезному объему цилиндров сгорания из
формулы (120) находится объем одного цилиндра сгорания,
соответствующий полному ходу поршня:
y=^S=.—£— м3. (125)
° 4 60zn (1 — ф) к 7
При проектировании цилиндра сгорания генератора газов
обычно задаются отношением длины хода поршня к диаметру
цилиндра = Ь, Эта величина выбирается в тех же пределах,
что и для двухтактных двигателей:
для прямоточной клапанно-щелевой процувки b = 1,1 н- 1,2;
для прямоточной щелевой продувки b = 1,4-^- 1,5.
Диаметр цилиндра сгорания при этом определяется по фор-
муле
(126)
и ход поршня
S = bd м. (127)
Размеры компрессора устанавливаются следующим образом.
Вес воздуха, который должен подать компрессор за один час,
G = —кг!час. (128)
Д* а
С другой стороны, подача компрессора может быть выра-
жена через размеры самого компрессора
G = ^OISKFKni60 кгIчас, (129)
где 1 — коэффициент подачи компрессора, определяемый
по формуле (35);
70 = — удельный вес воздуха перед всасывающей трубой
компрессора в кг/м3;
111
i — число цилиндров компрессора;
п — число оборотов вала компрессора в минуту;
,2
Fk = —^----площадь поршня компрессора в мл.
Задаваясь отношением хода поршня к диаметру цилиндра,
из последней формулы можно найти диаметр и затем ход поршня
компрессора.
Число цилиндров компрессора должно быть связано с числом
цилиндров сгорания. Наибольшая равномерность подачи и по-
требления воздуха происходит при равенстве числа цилиндров
компрессора числу цилиндров сгорания. При использовании
компрессоров двойного действия число цилиндров компрессора
может быть в два раза меньше числа цилиндров сгорания- Этим
достигается минимальное колебание давления воздуха в реси-
вере перед цилиндрами сгорания.
§ 18. ОСОБЕННОСТИ ДВУХТАКТНЫХ ГЕНЕРАТОРОВ ГАЗА
Для удовлетворения всех нужд промышленности и транс-
порта требуются силовые установки различной мощности.
Механические генераторы газов позволяют легко получить
целую гамму мощности простым изменением числа цилин-
дров.
При размерах цилиндра сгорания d = 270 мм и S = 300 мм
и соответствующих размерах цилиндра компрессора двойного
действия dK = 620 мм и SK = 280 мм можно генерировать газ
с давлением рг =6 ата и температурой Т\ = 500° С. Генератор
генерирует газ для расширительной машины мощностью 1500 л. с.
при 750 об/мин в четырех цилиндрах сгорания и двух цилиндрах
компрессора двойного действия. Для расширительной машины
мощностью в 2250 л. с. генератор должен иметь шесть цилинд-
ров сгорания и три цилиндра компрессора тех же размеров. При
восьми цилиндрах сгорания и четырех цилиндрах компрессора
генератор вырабатывает газ для машины мощностью в 3000 л. с.
при тех же размерах цилиндров и при том же числе оборотов
коленчатого вала генератора.
Возможность получения гаммы мощностей за счет изменения
числа цилиндров установки является большим удобством при
производстве механических генераторов газа.
Двухтактный процесс в цилиндрах сгорания обеспечивает
большую мощность и равномерность вращения, чем четы-
рехтактный процесс при том же числе цилиндров сго-
рания. Кроме этого, двухтактные генераторы газов обла-
дают рядом преимуществ перед обычными двухтактными
дизелями.
Двухтактные дизели создают большую тепловую нагрузку
цилиндра, головки и поршневой группы. В генераторе газа сго-
112
рание топлива происходит при коэффициенте избытка воздуха
генераторного режима, который больше коэффициента избытка
воздуха в дизелях. Поэтому температура газов на линии рас-
ширения в цилиндре сгорания у механических генераторов газа
на 250—300° ниже, чем у дизелей тех же размеров. Уменьшение
температуры вызывает уменьшение тепловой нагрузки цилиндра,
головки и поршневой группы, что облегчает условия смазки
этих деталей.
Последнее обстоятельство очень благоприятно влияет
при эксплуатации генераторов газа. За 8 лет эксплуатации ме-
ханического генератора газов в Швеции износ стенок цилиндра
диаметром 300 мм составил всего 0,2 мм.
Вторым существенным преимуществом двухтактного механи-
ческого генератора газов перед двухтактным дизелем является
возможность применения больших коэффициентов избытка про-
дувочного воздуха. В обычных дизелях коэффициент избытка
продувочного воздуха составляет 1,2—1,4 по отношению к рабо-
чему объему цилиндра, который мог бы заполнить воздух при
температуре и давлении окружающей среды. При расчете меха-
нического генератора газов коэффициент избытка воздуха был
принят равным 1,5 по отношению к сжатому воздуху после ком-
прессора. В переводе к давлению и температуре окружающей
среды коэффициент избытка продувочного воздуха у механиче-
ских генераторов газа будет составлять около 5—6 в зависи-
мости от давления генерированных газов.
Значительное увеличение коэффициента избытка продувоч-
ного воздуха в двухтактных дизелях невыгодно из-за того, что
излишек продувочного воздуха будет попадать в атмосферу и
определенное количество работы, затраченное на сжатие про-
дувочного воздуха, будет потеряно.
В механических генераторах газа можно допускать большие
значения коэффициента избытка продувочного воздуха, так как
избыток воздуха попадает из цилиндра сгорания не в атмосферу,
а расширяется в рабочей машине, где отдает в идеальном слу-
чае при расширении ту работу, которая была затрачена на сжа-
тие его в компрессоре. С учетом к. п. д. машин возврат работы
будет неполным, однако уменьшение к. п. д. дизеля с увеличе-
нием коэффициента избытка продувочного воздуха будет значи-
тельно более сильным, чем у механического генератора газов.
За счет большего коэффициента избытка продувочного воздуха
в .цилиндрах сгорания генератора очистка цилиндра от остаточ-
ных газов будет происходить лучше, чем в дизелях.
Попутно можно заметить, что продувочный воздух, проходя
через камеру сгорания, охлаждает цилиндр и днище поршня.
Это дополнительно улучшает условия смазки поршней, трение
которых о стенки цилиндра составляет до 75% всех механиче-
ских потерь в дизелях.
8 Зак. 3/699
113
§ 19. ПРИМЕР РАСЧЕТА
Определить основные размеры механического генератора газов для рас-
ширительной машины мощностью 750 л. с. К. п. д. расширительной маши-
ны т)/’= 0,85. Цилиндр сгорания генератора двухтактный с клапанно-щеле-
вой продувкой.
Для нахождения оптимального давления генерированных газов восполь-
зуемся результатами расчета двухтактного генератора с кривошипно-шатун-
ным механизмом. Из табл. 7 следует, что наилучшие результаты при коэф-
фициенте избытка продувочного воздуха <р = 1,5 получаются при давлении
газов перед турбиной рг = 4,0 ата. Этому давлению соответствует коэффи-
циент избытка воздуха генераторного режима d? = 3,48.
Удельный расход газа в расширительной машине находится по формуле
(117) с учетом данных табл. 7:
_ 632m 632-28,9
~ (3740 — 2240)0,85 ~ *4,32 кг/л. с. ч.
Производительность генератора
Ог = 750 • 14,32 = 10 740 кг/час.
Расход топлива в генераторе газов за один час работы находится по
формуле (119):
NTgz 10 740
Ge = 1 + «раХ = 1 + 1.5 • 3,48 • 14,3 = 142 Кг/чае-
Удельный расход топлива
^ = ^7 = 7§ = 0'189 кг'л-с-ч-
Коэффициент наполнения цилиндра сгорания может быть найден по
формуле (43)
s ра Тк 1 10 4,24 468 1
= Г+7 =Т0=П ’4+8 ' 468 1 + 0,05 = 1,0‘
Коэффициент наполнения, отнесенный к полезной части хода поршня*
очень близок в двухтактных цилиндрах сгорания к единице.
Полезный объем цилиндра сгорания находится по формуле (124)
KTgRTaaL'Q 10 740 ’ 29’3 ‘ 468 ’ 3’48 ’ 14>3
v = ю4--)^ (<faL'o + 1)” = 1,0- 42 400(1,5 • 3,48 • 14,3 + 1) = 2285 ж3/час-
Принимая число циклов генератора в минуту п = 1000, потерянную долк>
хода в цилиндре сгорания ф = 0,3 и число цилиндров сгорания z — 6, по фор-
муле (125) находим необходимый объем цилиндра сгорания
V 2285 о -з
Vd ~ Wzn (1 — ф) - 60 • 6 - 1000 (1 — 0,3) ~ 9’06 ’ 10 ж3*
Приняв отношение хода поршня к диаметру цилиндра сгорания b = 1,3*
жолучим по формуле (126) диаметр цилиндра сгорания
114
Ход поршня
S = bd == 1,3 • 0,208 = 0,270 м.
Вес воздуха, подаваемого компрессором,
104a№ 1,5-42 400 • 2285 - 1,0
G~<f RTa — 29,3 • 468 — 10600 кг/час.
4- 10600
Принимая для компрессора отношение хода поршня к диаметру цилин-
дра b = =0,8, получим из формулы (129) диаметр поршня трехцилин-
dK
дрового компрессора. При Рк^ 4,48 ата коэффициент подачи компрессора
(фиг. 44) % — 0,8:
,3/ 4G ,3< 4 • 10600
У ikbnni&O ~ У 1,2 • 0,8 • 0,8я1000 • 3-60 — 0,460
Ход поршня компрессора
SK = bdK = 0,8 • 0,460 = 0,368 м.
8*
ГЛАВА V
ТУРБОПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ С ВЫСОКИМ
НАДДУВОМ
§ 20. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ НАДДУВА
Наддув дизелей, получивших сейчас широкое распростране-
ние, позволяет увеличить мощность установки при тех же габа-
ритах, либо уменьшить габариты при неизменной мощности.
Наддув осуществляется с помощью специальных агрегатов.
Наддувочные агрегаты, например, центробежные или осевые
воздуходувки, роторно-шестеренчатые, роторно-пластинчатые
или поршневые нагнетатели, могут быть связаны с валом двига-
теля механической передачей. Агрегат газотурбинного наддува
не имеет такой механической связи. Газовая турбина, исполь-
зующая энергию выпускных газов, и воздуходувка представляют
собой самостоятельный агрегат, связанный с дизелем лишь с по-
мощью газопровода.
Связь наддувочного устройства с двигателем обуславливает
различие в работе дизеля.
При снижении числа оборотов первая группа нагнетателей
уменьшает количество сжимаемого воздуха. Величина нагрузки
двигателя не оказывает на нагнетатель почти никакого влияния.
При газотурбинном наддуве давление и количество сжимае-
мого воздуха постоянны при условии неизменности давления
выпускных газов перед турбиной. При изменении нагрузки и
числа оборотов двигателя давление выпускных газов перед тур-
биной будет меняться, что приведет к изменению давления и
количества сжимаемого воздуха. В последнем случае на работу
наддувочного устройства влияют сразу два фактора: нагрузка
и число оборотов.
Таким образом, характеристики дизеля зависят от типа при-
меняемых наддувочных устройств. Чтобы не учитывать влияния
различных нагнетателей на работу двигателя внутреннего сго-
рания, будем рассматривать наддув при одном режиме.
Увеличение среднего эффективного давления может проис-
ходить двумя путями:
1) за счет уменьшения коэффициента избытка воздуха при
постоянном количестве воздуха в цилиндре;
116
2) путем увеличения количества воздуха, подаваемого в ци-
линдр за счет наддува, при неизменном коэффициенте избытка
воздуха.
Первый путь означает, что за счет лучшего распыливания
топлива удается работать при небольших значениях а. Умень-
шение а вызывает увеличение среднего индикаторного давления.
При этом неизбежно увеличивается температура сгорания
(фиг. 63)- Повышение температуры сгорания ведет к увеличе-
нию температурных напряжений в деталях двигателя. Горение
Фиг. 63. Зависимость температуры конца видимого сгора-
ния и индикаторного к. п. д. от коэффициента избытка
воздуха.
топлива при малом коэффициенте избытка воздуха происходит
хуже. Получается дымный выпуск.
Второй путь значительно удобнее первого, так как увели-
чение среднего эффективного давления происходит без увели-
чения температурных напряжений при постоянном коэффициенте
избытка воздуха. На фиг. 64 показаны индикаторные и тепловые
диаграммы двигателя с наддувом и без наддува. Цилиндр заря-
жается воздухом при давлении соответственно 2 ата и 1 ата.
Так как температура свежего воздуха в обоих случаях равна,
то и общий ход температурных кривых остается одинаковым.
Для сжатия это непосредственно вытекает из формулы

т. е. при одинаковых степенях сжатия и температурах начала
сжатия конечные температуры будут равны.
Температура конца видимого сгорания определяется по фор-
муле (65). При одинаковых коэффициентах избытка воздуха
в дизеле с наддувом и без наддува будут равны и теплоемкости
117
продуктов сгорания. При равенстве коэффициентов остаточных
газов в обоих случаях будут равны коэффициенты молекуляр-
ного изменения. Ввиду равенства всех величин, входящих в фор-
мулу (65), температура конца видимого сгорания для дизеля
Фиг. 64. Диаграммы работы дви-
гателей:
а — индикаторные; б — тепловые; 1 — без
наддува; 2 — с наддувом,
с наддувом и без наддува будет
одинакова.
Степень предварительного
расширения выражается форму-
лой (66), куда входят величины,
равные для дизеля с наддувом
и без наддува. Ввиду равенства
степеней сжатия и степеней
предварительного расширения
будут равны и степени последую-
щего расширения.
Нетрудно видеть, что и темпе-
ратуры конца расширения будут
равны:
т‘-т^-
Равенство всех температур ра-
бочего цикла двигателей с надду-
вом и без наддува наглядно
представлено на тепловой диаг-
рамме (фиг. 64, б).
Это положение хорошо под-
тверждается экспериментально.
На фиг. 65 показана зависимость
температуры выпускных газов от
коэффициента избытка воздуха
для различных давлений наддува
при постоянном противодавле-
нии на выпуске (кривая построе-
на на основании опытов ЦИАМ)
[35]. Для всех давлений наддува
в пределах 1—1,8 ата экспери-
ментальные точки температур вы-
пуска очень хорошо укладыва-
ются в одну кривую. Отсюда
можно сделать важный вывод: при постоянной температуре
воздуха после нагнетателя температура выпускных газов за-
висит не от давления наддува, а только от коэффициента
избытка воздуха.
Температурные напряжения более вредны для двигателя,
чем напряжения от давления. Это подтверждается следующим
фактом: в процессе восьмилетней эксплуатации механического
118
генератора газов завода Гётаверкен, который работал при дав-
лении наддува больше 5 ата, цилиндр сгорания имел очень
малый износ стенок по сравнению с двигателями тех же разме-
ров, но без наддува [43].
Повышение мощности двигателя происходит при увеличении
числа оборотов вала. Однако число оборотов зависит от износа
деталей двигателя, которые более чувствительны к повышению
числа оборотов, чем к повышению давления газов. Применение
высокого давления над-
дува и механического ге-
нератора газов позволяет
резко увеличить среднее
эффективное давление
в цилиндре без ухуд-
шения эксплуатационных
свойств двигателя.
Среднее индикаторное
давление двигателя с
наддувом может быть
найдено следующим об-
разом.
Вес засасываемого в
цилиндр воздуха при дав-
лении pi и температуре 7\
Фиг. 65. Температура выхлопных газов в
зависимости от коэффициента избытка воз-
духа. Давление наддува в пределах
1—1,8 ата.
св03д = ? То = 34Ц„14^. (130)
где То =1,183 кг/м3 — удельный вес воздуха при рй — 1 кг]смг',
То = 288° абс. и влажности воздуха 60%.
При коэффициенте избытка воздуха а и теоретически необ-
ходимом количестве Lo воздуха для сгорания 1 кг топлива коли-
чество топлива, необходимое на один рабочий ход,
/_ 341^^7, Р1
4 ~ а£0 Л •
Индикаторная работа за один ход поршня
AL t = А104л Vh = T\tq'QH,
откуда
Л-—ЙГЛ—• { }
Подставляя из формулы (43) значение коэффициента напол-
нения в уравнение (131), получим окончательное выражение
для среднего индикаторного давления [35]:
(132>
ПО
Формула указывает, что:
1) при постоянной степени сжатия среднее индикаторное
давление возрастает пропорционально начальному давлению ра
определяемому наддувом;
2) среднее индикаторное давление понижается с увеличе-
нием температуры начала сжатия; этим объясняется применение
холодильника для воздуха в двигателях с высоким наддувом;
3) увеличение коэффициента избытка воздуха снижает сред-
нее индикаторное давление.
Среднее эффективное давление также увеличивается с воз-
растанием давления наддува. На фиг. 19 эта зависимость пока-
зана в виде кривой, построенной для двухтактного дизеля на
основании данных фирмы Зульцер.
При давлении наддува 6 ата было достигнуто среднее эф-
фективное давление 18,3 кг/см2. В четырехтактном дизеле сред-
нее эффективное давление будет выше за счет большего меха-
нического к. п. д. и отсутствия потерянной доли хода.
Расход топлива на 1 л. с. ч. в существующих дизелях с над-
дувом от приводных нагнетателей остается почти постоянным и
для дизелей с газотурбинным наддувом несколько уменьшается.
Увеличение давления нагнетаемого воздуха при увеличении
коэффициента избытка воздуха повышает среднее эффективное
давление в цилиндре двигателя внутреннего сгорания и одно-
временно уменьшает термическую напряженность процесса.
С. И. Погодин провел испытание работы четырехтактного
двигателя с высоким наддувом. Исследования проводились на
дизеле со следующими данными:
Диаметр цилиндра в мм............................... 140
Ход поршня в мм.............*....................... 170
Степень сжатия....................................... 10
Число оборотов в минуту............................ 2200
При испытании изменялось давление наддува в пределах от
3,5 до 7 кг/см2. Отношение давления сжатого воздуха к давле-
нию в выпускном коллекторе было равно 1,25. Для всех давле-
ний наддува коэффициент наполнения составлял 0,94—0,96. При
постоянной температуре сжатого воздуха 160° С коэффи-
циент наполнения мало зависит от абсолютных величин давле-
ния наддува и противодавления на выпуске, поэтому в комби-
нированных двигателях с высоким наддувом процесс наполне-
ния может быть высоко совершенным.
Применение высоких давлений наддува позволяет сильно
увеличить литровую мощность турбопоршневых двигателей.
В опытах с тем же двигателем при коэффициенте избытка воз-
духа а= 1,7 и температуре сжатого воздуха 160° С при увели-
чении наддува с 3,5 до 7 кг/см2 среднее индикаторное давление
увеличилось с 20 кг/см2 до 40 кг/см2 при сохранении удельного
индикаторного расхода топлива около 148 г/и. л. с. ч.
120
Повышение наддува весьма благоприятно сказывается на ди-
намике процесса сгорания. При увеличении наддува период
запаздывания воспламенения топлива уменьшается. В соответ-
ствии с этим уменьшается степень повышения давления при сго-
рании и скорость нарастания давления. Если при наддуве рк —
= 3,5 ата скорость нарастания давления составляла около
6,8 кг/см2 град, то при наддуве рк = 7,2 ата максимальная ско-
рость нарастания давления была 4,6 кг)см,2град.
§ 21. РАСЧЕТ ТУРБОПОРШНЕВОГО ДВИГАТЕЛЯ
При форсировании современных дизелей путем наддува по-
вышается энергия, заключенная в выпускных газах. Использо-
вание энергии выпускных газов в газовой турбине приводит
к созданию турбопоршневых двигателей. При этом возрастают
как к. п. д. установки, так и ее мощность.
Повышение давления наддува без применения газовой тур-
бины уменьшает к. п. д. установки [35].
В качестве примера рассмотрим возможность форсирования тепловоз-
ного дизеля 2Д100.
Двигатель 2Д100 — десятицилиндровый двухтактный дизель со встречно-
движущимися поршнями, струйным распыливанием топлива и прямоточной
продувкой. На фиг. 66 показан продольный разрез этого двигателя.
Блок цилиндров представляет собой стальную сварную конструкцию,
на которой укреплены все узлы и детали. Поршни перемещаются в де-
сяти цилиндровых гильзах, вставленных в блок цилиндров. В каждой гильзе
находятся два поршня, соединенных с верхним и нижним коленчатыми вала-
ми двигателя. Валы отлиты из модифицированного чугуна. Нижний колен-
чатый вал опережает верхний на 12°. Минимальный объем камеры сгорания
устанавливается при положении первого кривошипа верхнего коленчатого
вала за 6° до в. м. т. При указанной величине опережения с верхнего вала
снимается около !/з мощности всего дизеля, а с нижнего 2/з. Верхний и
нижний коленчатые валы связаны между собой вертикальной синхронизи-
рующей передачей. Часть мощности верхнего коленчатого вала расходуется
на привод воздуходувки, сжатый воздух из которой используется для про-
дувки цилиндров двигателя. Остальная мощность через конические зубча-
тые колеса и синхронизующий вал передается нижнему коленчатому валу.
Мощность нижнего коленчатого вала используется для привода электриче-
ского генератора.
Синхронизирующий вал изготовлен из двух частей, соединенных упру-
гой муфтой с цилиндрическими пружинами. Муфта компенсирует удлинение
частей вала.
Два распределительных вала приводятся во вращение с помощью цилин-
дрических зубчатых колес от верхнего коленчатого вала.
Распределительные валы приводят в действие секции топливных насо-
сов. Каждый цилиндр обслуживается двумя секциями. Две закрытые фор-
сунки начинают подавать топливо в цилиндр при положении кривошипа
нижнего коленчатого вала за 18° до внутренней мертвой точки.
Сравним двигатель 2Д100 с форсированным двигателем тех же разме-
ров. Форсирование осуществим за счет высокого наддува и использования-
энергии выпускных газов в газовой турбине. Давление газов перед турби-
ной примем 3 ата. В соответствии с этим давлением сжатие воздуха в ком-
прессоре должно происходить до 3,36 кг! см2. Будем считать, что обе уста-
новки работают с одинаковым коэффициентом избытка воздуха а =1,75
и проведем для них тепловой расчет.
121
Основные данные двигателя 2Д100
Диаметр d цилиндра в мм..........................207
Ход S поршня в мм................................254
Рабочий объем Vh одного цилиндра в л............. 17,09
Среднее эффективное давление ре в кг/см2......... 6,3
Число оборотов в минуту . . . •..................850
Мощность N в л. с................................ 2000
Полезная степень сжатия е.....................• . 15,1
Коэффициент избытка продувочного воздуха . 1,66
Потерянная доля хода ф............................. 0,20
Степень повышения давления X........................ 1,8
Давление воздуха после нагнетателя рк в кг/см2 . . 1,41
Коэффициент остаточных газов у..................... 0,05
Температура воздуха после нагнетателя в дизеле 2Д100 при номиналь-
ном режиме составляет 62°С. Температура начала сжатия в цилиндре дви-
гателя может быть найдена по формуле (44):
г + ДТ + 335 + 10 + 0,05 • 750
Та-------Г+7—~ = ---------------f+0j)5---= 364° абС-
Примем для расчета, что потеря давления в выпускных и продувочных
окнах равна 0,2 кг/см2. При этом давление начала сжатия ра= 1,2 ата.
Задаваясь величиной показателя политропы сжатия = 1,35, найдем п«
формуле (58) температуру конца сжатия
Тс = Таьп'-' = 364 • 15,11’35'1 933° абс.
Средняя температура на политропе сжатия
С помощью фиг. 52 находим для средней температуры показатель адиа-
баты для воздуха k =? 1,35, который принимаем за средний показатель поли-
тропы сжатия. В данном случае показатель совпал с первоначально приня-
тым значением и перерасчет делать не нужно.
Давление в конце сжатия определяем по формуле (59):
Pc = Ра*"1 = 1.2 • 15,11-35 = 46,7 ата.
По заданному коэффициенту степени повышения давления находим дав-
ление сгорания
р2 = \рс = 1,8 • 46,7 = 84,1 кг/см2.
В результате испытания дизелей 2Д100 на Харьковском тепловозострои-
тельном заводе было установлено, что максимальное давление сгорания при
номинальном режиме составляет 76—86 кг/см2. Для одного дизеля допу-
скается разность максимальных давлений сгорания по отдельным цилиндрам
не более 8 кг/см2.
Для создания комбинированного двигателя на базе дизеля 2Д100 необхо-
димо заменить ротационную воздуходувку поршневым компрессором или
двухступенчатым нагнетателем и для использования энергии (выпускных га-
зов поставить газовую турбину. Общая компоновка такого комбинированного
двигателя будет похожа на конструкцию, показанную на фиг. 17. Давление
начала сжатия в цилиндре сгорания комбинированного двигателя примем
равным 3,18 кг/см2, тогда при той же степени сжатия давление конца сжа-
тия будет значительно выше, чем в дизеле 2Д100. Механизм дизеля 2Д100
может быть использован в комбинированном двигателе только «в том слу-
чае, если максимальное давление сгорания в комбинированном двигателе
не превысит 76—86 кг/см2. Примем максимальное давление сгорания в ком-
122
Минированном двигателе —84,1 кг/см2. При степени повышения давления
в комбинированном двигателе Х=1,8 давление конца сжатия в цилиндре
сгорания будет равно 46,7 ата. Зная начальное и конечное давления линия
сжатия, можно определить необходимую степень сжатия в цилиндре сго-
рания комбинированного двигателя, при которой максимальное давление
в цилиндре будет такое же, как и у дизеля 2Д100:
_ /46’7 У' __
<Ра) '\3,18/ “
Температура конца видимого сгорания для обычного дизеля
и для турбопоршневого двигателя определяется по формуле
(65). При равных коэффициентах избытка воздуха, температу-
рах конца сжатия и степенях повышения давления температура
конца видимого сгорания в цилиндре дизеля и в цилиндре сго-
рания комбинированного двигателя будет одна и та же. Одина-
ковыми будут и степени предварительного расширения, опреде-
ляемые по формуле (66).
В обоих случаях коэффициент выделения тепла был принят
равным 0,85.
Определение степени последующего расширения, темпера-
туры и давления в конце расширения и среднего индикаторного
давления производится обычным способом. Результаты тепло-
вого расчета дизеля 2Д100 и комбинированного двигателя при-
ведены в табл. 8.
На привод нагнетателя в двухтактном дизеле затрачивается
часть мощности. В дизелях без наддува эта часть сравнительно
незначительна и обычно отдельно не определяется, а вклю-
чается в величину механического к. п. д. Поэтому механический
к. п. д. у двухтактных дизелей получается меньше, чем у четы-
рехтактных. В комбинированных двигателях давление наддува
достигает нескольких атмосфер и мощность, затрачиваемая на
нагнетатель, может превысить эффективную мощность дизеля.
При расчете комбинированных двигателей мощность нагнета-
теля нужно определить отдельно. Часть среднего индикаторного
давления цилиндра сгорания комбинированного двигателя, рас-
ходуемая на нагнетатель, может быть найдена по формуле (100).
Принимая к. п. д. нагнетателя 0,85, получим среднее инди-
каторное давление, необходимое для привода нагнетателя в ди-
зеле 2Д100:
т^— 1
_______£ Ра ^Тес тх [Рк\т' _
Р‘н~ г — 1 г1м7а(1+^ TlK mi—ll\pec/ _ ~
15,1 1,2 1,66 • 293 1,47
= 15,1 — 1 ' 0,85 • 364 • 1,05 0,85 1,47 — 1
1,47-1
4,41 \ 1,47
0,95 J
= 0,95 кг/см2.
Мощность, затрачиваемая на нагнетатель, может быть найдена по формуле
Л(1 —Ф)
- 450
Л. с.
(133)
12S
Используя полученное значение индикаторного давления, необходимое
для привода нагнетателя в дизеле 2Д100, получаем
0,95(1 -0,2)17,09.850-10 _
— 450 — 246 л, с.
При испытании воздуходувки дизеля 2Д100 на этом режиме мощность
была определена в 250 л. с.г что достаточно хорошо согласуется с нашим
вычислением [8].
Соответствующие значения среднего индикаторного давления для при-
вода компрессора и его мощность в случае комбинированного двигателя
редставлены в табл. 8.
Таблица 8
Результаты теплового расчета дизеля 2Д100 и комбинированного
двигателя
Показатели Формула для расчета 2Д100 Комбинирован- ный двигатель
Действительная степень сжатия . Давление начала сжатия ра в кг/см2 Температура начала сжатия Та в ° абс Показатель политропы сжатия п± Температура конца сжатия Тс в ° абс Кажущееся число атомов продук- тов сгорания z Действительный коэффициент мо- лекулярного изменения р. Температура конца видимого сго- рания Tz в ° абс Показатель политропы расшире- ния п2 Степень предварительного рас- ширения р Степень последующего расшире- ния & Температура в конце расширения Тв в ° абс Среднее индикаторное давление Pi в кг/см2 Давление в конце расширения рв в кг/см2 Среднее индикаторное давление, затрачиваемое на нагнетатель р1н в кг/см2 Мощность нагнетателя NH в л. с. Мощность двигателя Ne в л. с. . Расход топлива Ge в кг/час . . . Мощность турбины NT в л. с. . . Мощность всей установки N в л. с • К. п. д. всей установки к] в % . (44) (58) (64) (65) (66) (67) (68) (70) (69) (ЮО) (133) (135) (136) (138) 15,1 1,2 364 1,35 933 2,16 1,035 2000 1,24 1,245 12,12 1100 9,57 3,81 0,95 246 2000 350 2000 36,1 7,31 3,18 458 1,35 933 2,16 1,035 2000 1,24 1,245 5,88 1307 16,53 9,35 8,57 2213 1746 679 2610 4356 40,5
124
Мощность дизеля 2Д100 на номинальном режиме составляет 2000 л. с.
Для определения мощности цилиндра сгорания комбинированного двигателя
поступаем следующим образом. Мощность механических потерь на номи-
нальном режиме работы, включая расходы на привод вспомогательных агре-
гатов, у дизеля 2Д100 приблизительно равна 350 л. с. Механический к. п. д.
дизеля 2Д100 без учета мощности нагнетателя
М» _ 2000
_ Ne + NM ~ 2000 + 350
Среднее эффективное давление, отнесенное ко всему ходу поршня, ком-
бинированного двигателя может быть найдено по известному механическому
к. п. д. и среднему индикаторному давлению
Ре - Ум (Pi — Рн) (1 — Ф) «г/еж. (134)
Механический к. п. д. комбинированного двигателя без учета потерь цд
привод компрессора может быть принят равным механическому к. п. д. ди-
зеля 2Д100. Это позволяет найти среднее эффективное давление комбиниро-
ванного двигателя
ре = 0,85 (16,53 — 8,57) (1 — 0,20) = 5,41 кг/см\
Соответствующая мощность, развиваемая в цилиндрах сгорания ком-
бинированного двигателя,
_ peVhnz _ 5,41 - 17,09 • 850 • 10 _
Ne ~ 450 ~ 450 —1746 л' с' (135^
Мощность, развиваемая цилиндрами сгорания комбинированного двига-
теля, оказалась меньше мощности дизеля 2Д100. Однако в комбинирован-
ном двигателе дополнительная мощность создается газовой турбиной. Эта
мощность может быть очень значительна.
Для определения мощности турбины необходимо знать количество топ-
лива, сжигаемого в цилиндрах сгорания. Расход топлива в час определяется
отношением общего количества воздуха, используемого для сгорания, к коли-
честву воздуха, необходимого для сгорания 1 кг топлива:
Ge = гу----------------Т7- л6°2 кг/час. (136)
е RTa 1 + 7 aZ0
Результаты расчета по последней формуле для дизеля 2Д100 и комби-
нированного двигателя представлены в табл. 8.
Температура продуктов сгорания, смешивающихся с избытком продувоч-
ного воздуха, для нашего комбинированного двигателя
п-1 1,28-1
/рЛ П / з \ U8
T' = T<iQ = 1307Ы =10170 абс.
Температура газов перед турбиной определяется по формуле (115).
В данном случае Л = 789° абс. Температура в конце адиабатического рас-
ширения газа в турбине
пт—1 1,32-1
(Ро\ "т ( 1 1,32
Т2 = Л ^ ) = 789 (j-) = 551 ° абс.
Все показатели находятся по средней температуре за процесс расшире-
ния (фиг. 52). При этом коэффициент избытка воздуха для газа в турбине
125
равен произведению коэффициента избытка воздуха в цилиндре сгорания на
коэффициент избытка продувочного воздуха
ат = аср. (137)
Количество газа, получаемого при сгорании 1 кг топлива в цилиндре сго-
рания, определяется по формуле (92):
GT = 1 + = 1 4- 1,66 • 1,75 • 14,3 = 42,5 кг/кг.
Мощность турбины может быть найдена по адиабатическому теплопере-
аду и к. п. д. турбины:
С£т (Л — ^2)
"т = 632m ~ -л-с- (138>
Теплосодержание газов перед турбиной и после определяется по фор-
мулам (73) и (75) или графически (см. фиг. 59). Принимая к. п. д. Турби-
ны т) т — 0,85, получим для нашего комбинированного двигателя
679 • 42,5 (5250 - 3310) 0,85
NT— 632 • 28,9 ~ 2610 л- с-
Общая мощность комбинированного двигателя
N = Ne + Nr = 1746 + 2610 = 4356 л. с.
К. п. д. комбинированной установки находится по формуле
632 (Ne + NT)
1 =---GeOT J 100%- (139)
Подставляя в формулу (139) необходимые величины, получим
632(1746 4-2610)
11 — 679-10000 100 - 40,5%.
К. п. д. дизеля 2Д100 составляет всего 36,1%. Таким образом, форси-
рование дизеля 2Д100 путем наддува увеличило мощность установки более
чем в два раза с одновременным значительным увеличением к. п. д. При
этом максимальное давление в цилиндре сгорания комбинированного двига-
теля не превышает давления в цилиндре дизеля 2Д100, что позволяет ис-
пользовать этот дизель в качестве комбинированного двигателя.
Большие преимущества комбинированных двигателей по
сравнению с обычными дизелями способствуют их широкому
распространению в различных областях промышленности и
транспорта.
§ 22. СРАВНЕНИЕ КОМБИНИРОВАННЫХ УСТАНОВОК
С ДВУХТАКТНЫМИ И ЧЕТЫРЕХТАКТНЫМИ КАМЕРАМИ
СГОРАНИЯ
В общем дизелестроении нашли широкое распространение
как четырехтактные, так и двухтактные дизели. При этом двух-
тактные дизели имеют большую мощность, но меньший к. п. д.
по сравнению с четырехтактными дизелями тех же размеров
126
Примерно такое же соотношение будет и для комбинированных
установок.
Сравним работу четырехтактного и двухтактного комбини-
рованных двигателей при одинаковой степени сжатия е = 9 и
одинаковом давлении генерированных газов р2=6 ата. Коэф-
фициент избытка продувочного воздуха для четырехтактного
двигателя близок к единице, для двухтактного двигателя при-
мем <р= 1,5. Механический к. п. д. в обоих случаях примем
Фиг. 67. Сравнение основных параметров комбинированных дви-
гателей с двухтактной (а) и четырехтактной (б) камерой
сгорания.
равным 0,90. Высокое значение механического к. п. д. объяс-
няется тем, что гидравлические потери компенсируются работой
компрессора и не учитываются этим коэффициентом. К. п. д.
поршневого компрессора и турбины в обоих случаях принят рав-
ным 0,80.
На фиг. 67, а представлены основные данные теплового рас-
чета для двухтактного комбинированного двигателя и на
фиг. 67, б для четырехтактного, в зависимости от коэффициента
избытка воздуха в цилиндре сгорания.
Среднее индикаторное давление в четырехтактном комбини-
рованном двигателе оказывается значительно выше, чем в двух-
тактном. Это объясняется большой величиной потерянной доли
хода поршня у двухтактного двигателя. Для двухтактного ком-
бинированного двигателя на фиг. 67, а коэффициент потерянной
доли хода ф принят равным 0,26. Среднее индикаторное давле-
ние режима генерации газов, необходимое для привода компрес-
сора, не зависит от коэффициента избытка воздуха в цилиндре
сгорания и на фиг. 67 изображается прямой, параллельной оси
127
абсцисс. Это объясняется тем, что изменение коэффициента
избытка воздуха в цилиндрах сгорания четырехтактных и двух-
тактных установок осуществляется изменением количества
топлива, подаваемого в цилиндры сгорания, при постоянном
количестве воздуха, находящегося в камерах сгорания. По-
этому в четырехтактных комбинированных двигателях ре-
жим генерации газов достигается при больших коэффициен-
тах избытка воздуха генераторного режима, чем в двух-
тактных.
При работе комбинированной установки с коэффициентом
избытка воздуха меньшим, чем коэффициент избытка воздуха
генераторного режима, часть мощности установки может быть
получена с коленчатого вала двигателя. Эта мощность даже при
больших давлениях генерированного газа может быть больше
мощности турбины. Использование энергии генерированных га-
зов и крутящего момента двигателя позволяет получить уста-
новку большой мощности. Одновременно растет и суммарный
к. п. д установки, который достигает максимума при коэффи-
циенте избытка воздуха приблизительно равном двум, как для
четырехтактных, так и для двухтактных установок. Особенно-
стью комбинированных четырехтактных двигателей является
получение меньшего количества генерированного газа при сго-
рании 1 кг топлива, чем в двухтактном комбинированном дви-
гателе, при одном и том же коэффициенте избытка воздуха.
Это объясняется большим значением коэффициента избытка
продувочного воздуха у двухтактного комбинированного дви-
гателя.
Из сравнения кривых для четырехтактных и двухтактных
комбинированных двигателей на фиг. 67 и на основании общих
положений могут быть сделаны следующие выводы:
1. При одинаковых коэффициентах избытка воздуха среднее
индикаторное давление у четырехтактных комбинированных дви-
гателей выше.
2. Режим генерации газа в четырехтактном комбинирован-
ном двигателе достигается при больших значениях коэффици-
ента избытка воздуха.
3. Разница в температурах газов перед расширительной
машиной для четырехтактных и двухтактных комбинированных
двигателей незначительна; она ниже у двухтактных установок
за счет разбавления продуктов сгорания избытком продувочного
воздуха.
4. При одинаковых размерах и одинаковых оборотах мощ-
ность двухтактных комбинированных двигателей больше.
5. Четырехтактный комбинированный двигатель является
более экономичным за счет большей экономичности цилиндра
сгорания при одинаковом к. п. д. расширительных ма-
шин.
128
6. Увеличение к. п. д. компрессора и к. п. д. турбины позво-
ляет увеличить к. п. д. комбинированного двигателя.
7. С увеличением к. п. д. компрессора несколько уменьшается
температура газа перед турбиной при работе комбинированной
установки на генераторном режиме.
8. Исследования проф. Д. А. Портнова показали, что наи-
выгоднейшие величины степени сжатия камеры сгорания ком-
бинированного двигателя, коэффициенты избытка воздуха и сте-
пени повышения давления при сгорании заметно уменьшаются
при введении предварительного сжатия воздуха в компрессоре
и продолженного расширения газов в турбине, благодаря
чему открываются дополнительные возможности для увели-
чения работы без увеличения максимального давления сго-
рания [19].
Двигатели с высоким наддувом являются наиболее эконо-
мичными.
Четырехтактный двигатель с высоким наддувом немецкой
фирмы имел удельный эффективный расход топлива всего
136 г/л. с. ч. Этот двигатель с диаметром цилиндра 300 мм и хо-
дом поршня 450 мм развивал эффективную мощность 240 л. с.
при 400 об/мин.
На базе этого двигателя был создан 16-цилиндровый авиа-
ционный двигатель мощностью 3500 л. с. при 900 об/мин, имею-
щий диаметр цилиндра 240 мм, ход поршня 300 мм, среднее
эффективное давление 13 кг/см2, минимальный удельный эффек-
тивный расход топлива 150 г/л. с. ч. Двигатель имеет струйное
распыливание топлива при максимальном давлении сгорания
120 кг/см2. Фирма MAN принимает верхний предел температуры
газов перед турбиной 600° С. При высоком наддуве темпе-
ратура выпуска значительно ниже и предел температуры
600° С не достигается при среднем эффективном давлении
20 кг/см2.
Небольшой расход топлива, а также более низкая темпера-
тура выпускных газов и охлаждающей воды на выпуске обеспе-
чивают снижение термических напряжений. Низкий расход
топлива объясняется тем, что:
1) достигнута очень высокая эффективность турбонагнета-
теля;
2) за счет высокого наддува в цилиндре в начале сжатия
содержится значительно большее количество воздуха; ввиду
низкой температуры воздуха нет надобности обеспечивать
обычно большое перекрытие клапанов, поэтому для сгорания
остается больше воздуха;
3) механический к. п. д. повышен благодаря более высокому
среднему эффективному давлению [46].
Наиболее совершенным из всех двухтактных двигателей
с высоким наддувом является «Номад» фирмы Нэпир. Схема
9 Зак. 3/699
129
этого авиационного двигателя вместе с турбонагнетателем по-
казана на фиг. 68. Двигатель имеет 12 горизонтальных цилинд-
ров с петлевой продувкой, расположенных один против другого.
Головки поршней выполнены из аустенитной стали, в центре
их температура при полной мощности составляет 600—
700° С.
Осевой компрессор имеет 12 ступеней. Максимальная степень
сжатия 8,25. Позади компрессора установлена турбина с тремя
ступенями. Привод от турбонагнетателя к коленчатому валу
Фиг. 68. Схема присоединения нагнетателя и
турбины в двигателе «Номад»:
1 — цилиндры двигателя; 2 — коленчатый вал; 3 — осевой компрессор;
4 — турбина; 5 — планетарная передача;- 6 — редуктор.
осуществлен через планетарную передачу и редуктор с плав-
ным изменением скорости. Для управления редуктором приме-
няется специальный регулятор, автоматически изменяющий пе-
редаточное отношение.
Давление воздуха после компрессора составляет 6,25 ата на
номинальном режиме работы двигателя. Это соответствует сте-
пени сжатия 3,36. При степени сжатия двигателя е = 8 общая
степень сжатия воздуха равна 27. На максимальных оборотах
степень сжатия в компрессоре 8,25; коэффициент избытка воз-
духа 2,8, а удельный расход воздуха 5,9 кг/сек. Среднее эф-
фективное давление в цилиндрах составляет 14,4 кг/см2. При
максимальных оборотах вала (2050 об/мин) двигатель разви-
вает эффективную мощность 2660 л. с. При рабочем объеме ци-
линдров 41,1 л удельная эффективная мощность составляет
64,7 л. с./л.
На входе в турбину давление равно 2,53 ата, а температура
934° абс. В турбине отношение давлений на входе и выходе со-
ставляет 4,6. Мощность турбины на уровне моря 2250 л. с. Из
них 1840 л. с. требуется на привод компрессора.
130
Общая мощность всей установки 3135 л. с. с учетом неболь-
шой реакции выпуска. Сухой вес двигателя составляет 1624 кг.
Удельный эффективный расход топлива 156 г]л. с. ч. Для фор-
сирования этого двигателя вместо холодильника после компрес-
сора применяют впрыск воды, что повышает мощность до
3580 л. с. при удельном эффективном расходе топлива
152 г/л. с. ч.
Дальнейшее повышение мощности достигнуто сжиганием
небольшого количества добавочного топлива между двигателем
и турбиной. Это повышает температуру на входе в турбину до
1020° абс., и если одновременно применяют впрыск воды во
впускной трубопровод, стартовая эффективная мощность может
быть повышена до 4100 л. с. Удельный эффективный расход топ-
лива при этом 170 г/л. с. ч. [47].
9*
ГЛАВА VI
МЕХАНИЧЕСКИЕ ГЕНЕРАТОРЫ ГАЗОВ СО СВОБОДНО
ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
§ 23. ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ГЕНЕРАТОРОВ СО СВОБОДНО
ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
На фиг- 69, а представлена простейшая схема механического
генератора газов со свободно движущимися поршнями. Генера-
тор состоит из цилиндра сгорания 1 и компрессора 2. Два
поршня генератора одинаковы и выполнены ступенчатыми.
Энергия, развиваемая при сгорании топлива в цилиндре сгора-
ния, непосредственно используется на сжатие воздуха в компрес-
соре. Ход нагнетания в компрессоре совпадает с моментом про-
дувки в цилиндре сгорания, поэтому большого ресивера не тре-
буется.
Обратный ход поршня происходит вследствие расширения
воздуха, оставшегося во вредном пространстве компрессора.
Для аккумулирования необходимой энергии для обратного хода
поршня вредный объем компрессора должен быть достаточно
большим, что ухудшает работу компрессора.
Фирма Юнкере в Германии в течение ряда лет работала над
созданием подобного генератора, но не добилась удовлетвори-
тельных результатов.
По исследованиям А. М. Завадовского, работа такого гене-
ратора на режимах, значительно отличающихся от номинального,
является неустойчивой. Подобные генераторы распространения
не получили.
Схема генератора газов на фиг. 69,6 несколько сложнее. Ге-
нератор состоит из цилиндра сгорания /, компрессора 2 и воз-
душного буфера 3. При сгорании топлива поршни расходятся.
При этом происходит расширение газов в цилиндре сгорания,
сжатие и нагнетание воздуха компрессором и сжатие воздуха
в буферном цилиндре. Обратный ход поршня осуществляется
под действием сжатого воздуха, аккумулированного в буферном
цилиндре при прямом ходе. В этом генераторе компрессор пред-
назначен только для сжатия воздуха и может быть выполнен со
сравнительно малым вредным объемом. Недостатком генератора
132
является малая площадь поршня буферного цилиндра, в поло-
сти которого возникает большое давление.
Наибольшее распространение получила конструкция генера-
тора, показанная на схеме фиг. 69, в. При расширении газов
Фиг. 69. Основные схемы генераторов газа со сво-
бодно движущимися поршнями:
а — без буфера; б — с буфером высокого давления; в — с буфе-
ром низкого давления; 1 — цилиндр сгорания; 2 — компрессор;
3 — воздушный буфер.
в цилиндре сгорания поршни расходятся. В это время в цилиндре
компресора происходит процесс впуска воздуха из атмосферы
через автоматические впускные клапаны В воздушном буфере
происходит сжатие воздуха, который обеспечивает обратный ход
поршня. Во время обратного хода поршня в цилиндре компрес-
сора осуществляется сжатие и нагнетание воздуха. Нагнетание
133
воздуха происходит около в: м. т., когда окна закрыты поршнем
и давление в ресивере повышается. Ресивер в этом случае дол-
жен быть достаточно большим.
Преимуществом этой схемы являются малые габариты и не-
большое давление воздуха в буферном цилиндре вследствие
большой площади поршня. Небольшое давление воздуха в бу-
ферном цилиндре позволяет осуществлять перепуск воздуха из
ресивера в буферный цилиндр и обратно, что используется для
регулирования генераторов газа со свободно движущимися
поршнями.
Вывод формул для расчета генераторов газа со свободно
движущимися поршнями сделан для схемы фиг. 69, в.
Генераторы газа со свободно движущимися поршнями имеют
ряд преимуществ по сравнению с генераторами с кривошипно-
шатунным механизмом. Главное из них заключается в отсут-
ствии коленчатого вала а, следовательно, и потерь на трение
в подшипниках. Поэтому механический к. п. д. безвальных
генераторов газа может быть равен 0,90—0,95. Большим пре-
имуществом генераторов газа со свободно движущимися порш-
нями является их полная уравновешенность, что очень важно
для транспортных установок, где вибрации крайне нежела-
тельны. В стационарных установках такие генераторы можно
устанавливать без фундамента.
В цилиндре сгорания безвального генератора можно допу-
скать большое давление сгорания, так как величина давления
в нем не ограничивается удельным давлением на подшипники.
Температура генерированных газов составляет около 500° С,
поэтому тепловая нагрузка турбины значительно ниже, чем в га-
зотурбинных установках с постоянным давлением сгорания, где
для получения высокой экономичности температуру газов перед
турбиной приходится повышать до 1000° С и более.
Для получения установки большой мощности целесообразно
ставить несколько генераторов газа. Максимальная мощность
генераторов в настоящее время составляет около 1300 л. с. при
адиабатическом расширении генерированного газа. Для получе-
ния большей мощности число потребных генераторов опреде-
ляется путем деления общей мощности установки на мощность
одного генератора со свободно движущимися поршнями.
Большим преимуществом генераторов газа со свободно дви-
жущимися поршнями является их высокая экономичность. При
этом к. п. д. генератора сравнительно мало изменяется при из-
менении расхода газа. В случае применения нескольких генера-
торов при неполной мощности установки часть генераторов вы-
ключается. Остальные генераторы работают при этом в условиях
оптимального режима. Этим достигается постоянство к. п. д.
всей установки в очень широком диапазоне мощностей, что очень
важно для транспортных установок, где нагрузка изменяется
весьма сильно.
134
§ 24. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ГЕНЕРАТОРОВ ГАЗА
СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
При работе механического генератора сжатых газов со сво-
бодно движущимися поршнями работа цилиндра сгорания за
цикл равна работе компрессора. Поэтому соответствующие
формулы, выведенные для генераторов с кривошипно-шатунным
механизмом, могут быть применены и для генераторов со cboj
бодно движущимися поршнями. Из равенства работ за цикл
по формуле (100) находится среднее индикаторное давление
в цилиндре сгорания, соответствующее режиму генерации га-
зов. При этом потери, связанные с работой буферных цилиндров,
учитываются уменьшением механического к. п. д. цилиндра
сгорания. Для этого вводится к. п. д. буферного цилиндра.
В механических генераторах сжатых газов со свободно дви-
жущимися поршнями механический к. п. д. учитывает только
трение поршней о стенки цилиндра и привод вспомогательных
агрегатов. Величина механического к. п. д- может быть принята
равной 0,95. К. п. д. воздушного буфера учитывает потери воз-
духа через неплотности и потери, связанные с передачей тепла
от воздуха к стенкам машины. Среднее значение к. п. д. воздуш-
ного буфера = 0,96—0,98. В формулу (100) вместо механиче-
ского к. п. д. генератора газов с кривошипно-шатунным меха-
низмом подставляют произведение к. п. д. буферного цилиндра
на механический к. п. д. цилиндра сгорания генератора со сво-
бодно движущимися поршнями.
Коэффициент избытка воздуха генераторного режима может
быть найден по формуле (109). По коэффициенту избытка воз-
духа генераторного режима производят тепловой расчет генера-
тора со свободно движущимися поршнями.
Однако для механических генераторов со свободно движущи-
мися поршнями равенство работ компрессора и цилиндра сгора-
ния за цикл является необходимым, но не достаточным условием..
При движении поршней генератора от м. т. к периферии
в цилиндре сгорания происходит рабочий ход, а в цилиндре ком-
прессора— всасывание воздуха из атмосферы через всасываю-
щие клапаны. При этом работа газов в цилиндре сгорания боль-
ше, чем работа, расходуемая на всасывание воздуха в компрес-
соре. Излишняя работа аккумулируется в буферном цилиндре,
в котором давление воздуха повышается.
При движении поршней от периферии к в. м. т. происходит
сжатие воздуха в цилиндре сгорания и в цилиндре компрессора.
Работа сжатия в цилиндре сгорания и в компрессоре осу-
ществляется под действием воздуха, сжатого в буферном
цилиндре.
Вторым необходимым и достаточным условием для нормаль-
ной работы генератора газов со свободно движущимися порш-
нями является равенство работ при прямом ходе (расширение
135
газов в цилиндре сгорания) и при обратном ходе (сжатие воз-
духа в цилиндре сгорания).
Для механического генератора сжатых газов, схематически
показанного на фиг- 69, в, баланс работ за период прямого хода
будет
Ld+2LK-2L6-±Lmp = 0, (140)
где Ld — работа цилиндра сгорания при прямом ходе;
LKi — работа компрессора при прямом ходе;
L6 — работа сжатия воздуха в буферном цилиндре при
прямом ходе;
Lmp — работа трения за цикл.
Баланс работы за время обратного хода поршней от перифе-
рии к внутренней мертвой точке будет
24-2£..--4--~Kf=o- <141>
где L6t — работа расширения воздуха в буферном цилиндре
при обратном ходе поршней;
— работа компрессора при обратном ходе поршней;
Ld — работа сжатия воздуха в цилиндре сгорания.
Работа сжатия воздуха в буферном цилиндре при прямом
ходе равна работе расширения воздуха при обратном ходе с уче-
том к. п. д. буферного цилиндра:
^,=V- <142>
Ход поршня, диаметр цилиндра сгорания и даметр цилиндра
компрессора определяется подобно тому, как это делалось для
генератора газов с кривошипно-шатунным механизмом. При этом
рабочий объем одного безвального генератора
Vh = 2^S(l -ф) м». (143)
Полезный объем, описываемый поршнями генератора газов
за 1 час,
У= 2~ S(1 — ф) п60 м'1час, (144)
откуда, задаваясь отношением величины хода к диаметру
поршня, находят диаметр поршня
j 3 f V
30x6л (1 —ф) М' (145)
где
136
Полезный объем подставляется сюда из формулы (124).
Рабочий объем одного цилиндра компрессора
VK = ^(d>-d*)S
(146)
откуда
0,7855
(147)
Для нахождения рабочего объема цилиндра компрессора
Можно воспользоваться формулой
O = 70kVKnz60 кг!час.
Для одного генератора газа, показанного на фиг. 69, в, число
цилиндров компрессора равно двум. Подача компрессора за
1 час находится по формуле (128).
Площадь поршня буферного цилиндра
р — р _|_р —
Гб — гд'гк 4 >
где Fd — площадь поршня цилиндра сгорания;
FK — площадь поршня компрессора.
Таким образом, для буферного цилиндра оказывается извест-
ными ход поршня, который является общим для всех полостей,
и диаметр цилиндра. Остается определить среднее индикаторное
давление в цилиндре буфера pi6 и минимальный
буфера Vo-
Работа сжатия воздуха в буферном цилиндре при
ходе
^б,=
Ki
— £ — — L
2 4 тр'
(148)
объем
прямом
(149)
о
где pig — среднее индикаторное давление в буферном цилиндре
за весь ход;
рб — переменное давление воздуха в буферном цилиндре.
Из последнего выражения находим среднее индикаторное
давление в буферном цилиндре
1 1 1
^«1 4" 2 ~ 4 ^тр + 2 + ~4 ^тр
Pig
S?6 SF6
Работа сжатия воздуха в цилиндре сгорания
, _г. .-и_-И +,lf,^Sw.
(150)
^2 —1 е —1
где ф — потерянная доля хода;
е — степень сжатия в цилиндре сгорания, отнесенная
лезной части хода.
(151)
К по-
137
Работа компрессора при ходе сжатия и нагнетания состоит
из работы сжатия на участке 1—2 и работы нагнетания на участке
2—3 (см. фиг. 40). Для простоты будем считать, что нагнетание
в компрессоре происходит при постоянном давлении
L 2-з = рг (У2 — Ц>) кгм- (152)
Мертвый объем компрессора
V,
где а = -тг — относительная величина мертвого пространства.
v к
Объем цилиндра в конце процесса политропического
сжатия
Подставляя найденные объемы в уравнение для работы
нагнетания, получим
^2—3=р2
кгм,.
= P2Vk 0 + а)
(153)
Работа компрессора при сжатии воздуха на участке
[/711—1
\А /
кгм,.
Полная работа компрессора при ходе сжатия и нагнетания
кгм.
Работу трения поршней о стенки цилиндра определяем по
формуле
Lmp=(l — V1<>)£<J = (1 — — <]»). (156)
138
Подставляя значения работы сжатия в цилиндре сгорания
и компрессоре и значение работы трения поршней в уравнение
(150), найдем среднее индикаторное давление в буферном ци-
линдре.
Работа сжатия воздуха в буферном цилиндре
г _A>7o-M^+Vo) v
б~ п-1 ~ пб-\Х
«5-1
1 1
=р1б?б$ кг*>
(157)
1
YNt рб^ — давление воздуха в буфере в начале сжатия в кг!м3-
рб^ — давление воздуха в буфере в конце сжатия в кг/л2;
V= FgS — рабочий объем буферного цилиндра в м3;
Vo — минимальный объем буфера;
пб — показатель линии сжатия воздуха в буферном
цилиндре;
— V — степень сжатия воздуха в буферном цилиндре.
Давления начала и конца сжатия воздуха в буферном ци-
линдре связаны соотношением
Р<>=Р<&-
Из уравнения (157) можно найти давление конца сжатия воз-
духа в буферном цилиндре
Р6а =Pi6 - 1) (^ - 1) • (158)
В последнем уравнении обычно задаются значением степени
сжатия воздуха в буферном цилиндре. Для предотвращения
больших тепловых потерь и утечек величина степени сжатия
в буферном цилиндре берется от 3 до 4. При этом
Vo = T-^T- (159)
Величиной показателя линии сжатия в буферном цилиндре
первоначально следует задаться. После нахождения давлений
и объемов в начале и конце расширения определяют соответ-
ствующие температуры
Тб-Тб^. (160)
Расчет по последней формуле производить с помощью номо-
граммы (см. фиг. 57).
Температурой начала сжатия воздуха в буферном цилиндре
можно задаться. Она несколько превышает температуру окружа-
139
ющего воздуха. По средней температуре воздуха в буферном
цилиндре
т Тб'+ Гб2
* ср 2
жаходится с помощью фиг. 52 показатель линии сжатия в буфер-
жом цилиндре. Ориентировочно можно принимать пб — 1,4.
Давление в буферном цилиндре в конце обратного хода
061)
Минимальный объем буферного цилиндра определяется по
формуле (159).
Таким образом, расчет механического генератора газов со
свободно движущимися поршнями подобен расчету генератора
с кривошипно-шатунным механизмом. Для генератора со сво-
бодно движущимися поршнями дополнительно подсчитывают
размеры и среднее индикаторное давление буферного цилиндра.
$ 25. ПРИБЛИЖЕННЫЙ МЕТОД РАСЧЕТА
ПРОЦЕССА СГОРАНИЯ
В современных методах теплового расчета дизелей расчет
яроцесса сгорания производится с учетом изменения числа мо-
лей газа при одновременном изменении состава газа и с учетом
теплообмена с внешней средой. Этот учет производится путем
выбора различных коэффициентов. Удачный выбор коэффици-
ентов возможен только в случае проектирования двигателя
подобно существующему, для которого соответствующие коэффи-
циенты проверены экспериментально. При проектировании меха-
нических генераторов сжатых газов нельзя пользоваться коэффи-
циентами, принятыми для расчета обычных дизелей, так как
давления и температуры газа в цилиндре сгорания механиче-
ского генератора отличаются от давлений и температур в обыч-
ных дизелях. Автором разработан приближенный способ расчета
процесса сгорания в механическом генераторе газа, позволяю-
щий производить тепловой расчет температуры конца видимого
сгорания без предварительной оценки степени повышения давле-
ния при сгорании топлива [36].
Замена истинного движения поршня приближенным. При рас-
чете топливной аппаратуры дизелей всегда предполагают равно-
мерное движение кривошипа по окружности. При этом предва-
рение подачи топлива, продолжительность подачи топлива и
время задержки воспламенения указываются в градусах пово-
рота коленчатого вала. В безвальном механическом генераторе
газов со свободно движущимися поршнями движение поршня
более сложно, чем в дизелях, и может быть найдено на основа-
но
нии известных индикаторных диаграмм. При построении индика-
торных диаграмм цилиндра сгорания в этом случае удобно за-
менить истинное движение поршня приближенным.
Средняя скорость поршня механического генератора опреде-
ляется по известному числу циклов в минуту и ходу поршня:
10ср = “бб” = ‘зб’ м‘сек (162)
Заменим истинное движение свободно движущегося поршня
движением кривошипно-шатунного механизма с бесконечна
длинным шатуном. Скорость
поршня заменяющего меха-
низма.
‘О — sin <р = "Пщах sin <р, (163)
где — длина кривошипа за-
меняющего механиз-
ма, равная половине
хода поршня генера-
тора газов;
® — угловая скорость вра-
щения кривошипа.
Максимальная скорость
движения поршня заменяю-
щего механизма
*^тах 30~ —
“ 60 = 2 ^сР * 164)
Приравняем среднюю ско-
рость поршня заменяющего
механизма средней скорости поршня механического генератора
газов со свободно движущимися поршнями. Это дает возможность
найти максимальную скорость поршня заменяющего механизма.
При этом продолжительность хода поршня и в реальном и в за-
меняющем механизмах будет одна и та же.
Скорость поршня заменяющего механизма изображается сину-
соидой (фиг. 70), которая на участках околов.м.т. почти совпа-
дает с кривой действительной скорости. Так как весь процесс
сгорания топлива в механических генераторах газов происходит
около в. м- т., то для расчета процесса сгорания можно восполь-
зоваться заменяющим механизмом, дающим хорошее совпаде-
ние кривых скоростей на участке за 30° поворота кривошипа
заменяющего механизма до в. м. т. и на участке до 20° после
в. м. т.
141
Используя заменяющий механизм, находим изменение объе-
мов при приближенном определении изменения давлений в про-
цессе сгорания по формуле
V= vc+^- (1 -cos<0f) = yJl + A_L (1 _cost)], (165)
где Vc — объем камеры сгорания;
V* —рабочий объем цилиндра сгорания;
s—степень сжатия в цилиндре сгорания.
Р
etna
ЯО
ЮО
60
60
60
20
О
Фиг. 71, Индикаторная диаграмма цилиндра
сгорания.
Разложив функцию cos ср в ряд и
отбросив высшие члены, получим
+ (166)
Последняя формула позволяет доста-
точно просто находить изменение объема
цилиндра сгорания вблизи в. м. т. При
этом ошибка в определении объема для
углов ср до 30° не превышает
1,5%.
Начало видимого сгорания
топлива. На индикаторной диа-
грамме (фиг. 71) период задерж-
ь
а
У
ки воспламенения измеряется от точки А открытия иглы фор-
сунки до видимого на диаграмме в точке В повышения давле-
ния сгорания над давлением сжатия.
По известной задержке воспламенения топлива в градусах
поворота Дф коленчатого вала и известному числу циклов в ми-
нуту п механического генератора газов может быть найден период
% задержки:
Дер
т = -6ЙГсек-
(167)
В действительности процесс сгорания топлива начинается
раньше точки В, но первоначальное окисление топлива не дает
142
видимого изменения линии сжатия на индикаторной диаграмме
и обычно не учитывается.
Задержка воспламенения топлива зависит от сорта топлива
и степени его распыления, от температуры и давления сжатого
воздуха, от наличия в камере сгорания вихревых потоков и от
других менее значительных факторов.
Период задержки воспламенения топлива может быть найден
аналитически. При этом предполагается хорошее распыливание
топлива и равномерное распределение его по всей камере сго-
рания. Поступающее в цилиндр топливо нагревается, испаряется
и претерпевает химические превращения, подготавливающие
образование зон горения.
По формуле А. И. Сербинова [4] задержка воспламенения
в
т
^ = С-рГ сек., (168)
где Т — начальная температура;
р — давление воздуха, в который подается топливо.
В табл. 9 даются значения констант С, В и п по опытам
А. И. Сербинова.
Таблица. 9
Значения констант С, В и п для различного топлива
Топливо С в п
Цетен • 0,20 3200 0,4
Синтен 0,16 3200 0,4
Карачухурское соляровое масло 0,30 2900 0,4
Тяжелое балаханское соляровое масло . . 0,43 2900 0,4
Задержка воспламенения топлива в дизелях составляет не-
сколько миллисекунд. За это время частицы топлива успевают
в значительной мере испариться. Полное испарение капли топ-
лива радиусом 5 мк при температуре сжатого воздуха 550° С
и давлении 34 ата происходит через 0,58 мс.
Опытами подтверждено, что капли топлива малого размера
испаряются полностью еще задолго до наступления воспламе-
нения и процесс воспламенения происходит не на поверхности
капли, а в газовой фазе.
Теория процесса сгорания. Продолжительность подачи топ-
лива форсункой соответствует 30—40° поворота кривошипа за-
меняющего механизма. Часть этого периода приходится на за-
держку воспламенения топлива, когда происходит накопление
топлива в цилиндре двигателя. Интенсивность повышения дав-
ления в период сгорания зависит от продолжительности периода
143
топливного факела и постепенно
Фиг. 72. Примерный закон выделения теп-
ла © процессе сгорания топлива в механи-
ческом генераторе газов.
задержки воспламенения топлива и от характера подачи топлива
в процессе впрыскивания. Чем больше подача топлива в период
задержки воспламенения, тем резче повышается давление в пе-
риод сгорания. Для снижения скорости нарастания давления
стремятся подавать меньше топлива в период задержки воспла-
менения, чем при начавшемся сгорании.
Процесс сгорания происходит первоначально по поверхности
:ватывает все больший и
больший объем камеры
сгорания. При этом в
каждой части камеры
сгорания будут различ-
ные соотношения между
топливом и воздухом, не-
обходимым для сгорания,
т. е. коэффициент избыт-
ка воздуха будет различ-
ным по всему простран-
ству камеры сгорания.
Для теплового расчета
двигателя внутреннего
сгорания будем пользо-
ваться средним значени-
ем коэффициента избыт-
ка воздуха. При этом пе-
ред подачей топлива
а = со, а в конце подачи
коэффициент избытка
воздуха становится мини-
мальным.
Начало выделения тепла будем считать совпадающим с кон-
цом периода задержки воспламенения. Закон выделения тепла
в процессе сгорания Q = Q (ср).
На фиг. 72 показана индикаторная диаграмма линии сжатия
до точки В, соответствующей началу видимого сгорания. При-
мерный закон выделения тепла характеризуется кривой Q, пока-
занной над индикаторной диаграммой. Интенсивное выделение
тепла происходит до конца подачи топлива форсункой (точка С
на диаграмме). После этого происходит догорание уже посту-
пившего в цилиндр топлива, и выделение тепла идет менее ин-
тенсивно.
Давление за точкой В индикаторной диаграммы зависит в
основном от изменения объема цилиндра и закона выделения
тепла.
Для определения изменения давления в цилиндре двигателя
в процессе сгорания топлива воспользуемся первым законом
термодинамики

(169)
144
Выразим давление газа через его объем
10<р = ^. (170)
Получим
dQ = ^cvdT+v-ART^r, (171)
где dQ — количество тепла, подведенного к газу при сгора-
нии топлива;
— средняя молекулярная теплоемкость при постоянном
объеме, которая меняется с увеличением темпера-
туры и от изменения состава газа в процессе сго-
рания;
V— переменный объем камеры сгорания.
Проинтегрируем уравнение от начала сгорания до проме-
жуточной точки х:
^dQ = ^vdT + ^ART^-. (172)
О Тв vB
Полученная формула может быть применена для нахождения
температуры в процессе сгорания.
Первый интеграл определяется химической энергией, которая
превращается в тепло при сгорании топлива. Если обозначить
теплотворность топлива QH, то
<173>
О о
где £0 — количество воздуха в молях, теоретически необхо-
димое для сгорания 1 кг топлива;
а — коэффициент избытка воздуха;
В — коэффициент выделения тепла, учитывающий потери
тепла через стенки цилиндра двигателя и утечку газа
через неплотности рабочих органов;
dG — элементарная часть топлива, сгоревшая в цилиндре.
Второй интеграл может быть выражен через среднюю мо-
лекулярную теплоемкость
Тх Тх тв
J pcvdT= ?cv | • Тх — к® | • тв. (174)
тв о о
В выражение третьего интеграла входят две переменных ве-
личины: объем и температура. Для его решения будем разбивать
весь процесс сгорания на отдельные участки и считать, что на
10 Зак. 3/699
145
каждом участке температура остается постоянной, равной зна-
чению температуры в начале участка:
V V
JX?ART= \№ТВIn . (175)
Кв
После подстановки в уравнение (172) значений всех интег-
ралов получим выражение для определения температуры Txz
х ТВ ТХ
В С +K.I • • Тх+ 1,985Гв1п-£. (176)
I аьо (1 -f IJ | | r В
О 0 0
Для решения уравнения нужно знать закон выделения тепла.
С достаточной точностью можно считать, что выделение тепла
происходит прямо пропорционально углу поворота кривошипа.
Участком догорания топлива по линии расширения для инже-
нерных расчетов можно пренебречь.
Для нахождения теплоемкостей воздуха и продуктов сгора-
ния воспользуемся законом теплоемкостей А. Н. Шелеста [28].
Воздух является смесью двухатомных газов, поэтому для
воздуха кажущееся число атомов равно двум. По мере сгорания
топлива изменяется состав продуктов сгорания и величина ка-
жущегося числа атомов продуктов сгорания. На фиг. 58 показано
изменение кажущегося числа атомов продуктов сгорания нор-
мального дизельного топлива в зависимости от коэффициента из-
бытка воздуха.
Пример расчета процесса сгорания
Произведем расчет процесса сгорания в механическом генераторе газов,
со свободно движущимися поршнями при следующих данных:
Степень сжатия е в цилиндре сгорания.................. Ю
Давление генерированных газов рг в ата...........• . 4,0
Давление воздуха ра в момент начала сжатия воздуха
в ата............................................ 4,24
Температура воздуха Та в момент начала сжатия в ° абс. 468
Показатель линии сжатия п± в цилиндре сгорания .... 1,33
Коэффициент избытка воздуха режима генерации га-
зов аг............................................. 3,48
Коэффициент остаточных газов y.................... 0,05
Число циклов в минуту п............................. 750
Исходные данные позволяют построить линию сжатия в диаграмме дав-
ление — объем. Для этого задаемся величиной рабочего объема цилиндра
сгорания. Примем базу диаграммы (фиг. 71) равной Vh мм, тогда объем
камеры сгорания на диаграмме будет выражаться отрезком
V Vh
Vc = " J мм.
146
Для построения линии сжатия с показателем П1 = 1,33» воспользуемся
методом Брауера. Построение линии сжатия начинается с точки а инди-
каторной диаграммы и заканчивается точкой с конца сжатия. Давление
в конце сжатия может быть проверено по формуле
рс = рагП1 = 4,24 • 101 *’33 = 90,6 ата.
Совпадение давления конца сжатия, полученного при графическом по-
строении линии сжатия, с аналитическим расчетом указывает на правиль-
ность построения линии сжатия.
Топливо подается в цилиндр сгорания до подхода поршней к в. м. т. По
опытным данным Эйхельберга [41], процесс подачи топлива в цилиндр сго-
рания механического генератора газов типа GS-34 происходит примерно
в течение 30 условных градусов L Опытные данные показывают, что подача
топлива в цилиндр сгорания происходит за 25 условных градусов до в. м. т.
На фиг. 71 момент начала поступления топлива в цилиндр двигателя отме-
чен точкой А. В цилиндре сгорания в момент начала подачи топлива дав-
ление воздуха равно 58,5 ата и температура — 900° абс. По формуле Сер-
бинова находим период задержки воспламенения тяжелого балаханского со-
лярового масла
2900
е900
т = 0,43 0 4 = 2,0-10 3 сек.
58,4 ’
Период задержки воспламенения топлива в условных градусах
? = бит = 6 • 750 • 2 • 10~3 = 9.
Округлим последнее значение до 10 условных градусов и будем считать,
что горение топлива начинается за 15 условных градусов до в. м. т. По фор-
муле (166) объем камеры сгорания в этот момент
Г 10—1/15
VB = [1 +-----Г“ (-573 ) ] = 1-153^-
Давление воздуха в точке b 75,0 ата. Соответствующая температура
рв VB 75,0 1,153
Тв = 77 ~V2 та = 474 ю 468 = 955° абс-
Средняя молекулярная теплоемкость сжатого воздуха при этой темпе-
ратуре
тВ
1955
= 1,985 In = 4,50
о
или
тВ
I Тв = 4,50 • 955 = 4300 ккал.
Для сгорания 1 кг топлива нормального состава при 0,87% С;
0,126%Н и 0,004 % О теоретически необходимое количество воздуха
Lo = 0,494 кг моль/кг.
1 За «условный градус» принимается 7зво окружности, описываемой кри-
вошипом воображаемого двигателя, число оборотов которого равно числу
циклов генератора.
10* 147
Для вычисления интеграла
Г QHdG
|—-252L----- будем считать, что тепло вы-
J аЛо(1 4-7)
о
деляется в течение 30 условных градусов, начиная от начала сгорания. По
экспериментальным исследованиям канд. техн, наук Б. П. Борисова, про-
веденным с дизель-компрессором со свободно движущимися поршнями, от-
ношение количества топлива, сгоревшего в данный момент, к количеству
топлива, подаваемого на один цикл, изменяется при больших коэффициен-
тах избытка воздуха прямо пропорционально времени.
Поэтому считаем, что тепло топлива выделяется пропорционально вре-
мени.
Qh^G _ Qh Уж
<z£0 (1 + ?) ~ aL0 (1 + 7) <рс2 *
О
где срд- — условный угол от момента начала сгорания топлива;
<?сг — продолжительность процесса основного сгорания топлива.
Утечка части газов через неплотности поршневых колец и органов рас-
пределения цилиндра сгорания, а также потери тепла на охлаждение умень-
шают коэффициент выделения тепла g.
Величина коэффициента g изменяется во время сгорания топлива в ци-
линдре. Для простоты расчета будем считать коэффициент выделения тепла g
постоянным и равным 0,85.
Разобьем >весь участок сгорания на ряд интервалов по пять условных
градусов и определим давление газов в конце каждого участка. Для
<р = 10 условных градусов до в. м. т.
г _ п «ч 10000 5 _ 78.
4 а£0 (1 + 7) <рсг ~ °’ (1 + 0,05) 3,48 • 0,494 30 ~ /00’
Подставляем все известные величины в уравнение (176):
?х
I 1,068
785 4- 4300 — Тх 4- 1,985 • 955 In “fygg- ,
о
или
т
I Тх = 5230 ккал.
о
Решая последнее выражение графически или подбором, находим
Тх = 1070° абс.
Давление внутри цилиндра
Тх VB 1070 1,153
Рх = ~Т2 V Рв = “955“ • 1 068 ’ 75,0 = 90,8 ата'
И X ’
Для других точек расчет процесса сгорания показан в табл. 10.
По результатам расчета на фиг. 71 построена линия сгорания топлива
в цилиндре механического генератора газов. Определим степень повышения
давления при сгорании
Рс 90,о
148
Расчет процесса сгорания
Таблица 10
Показатели Расчетные значения
<Р 10 5 в. м. т. 5 10 15
V е —1 ~К=1 + 4 1,068 1,018 1,000 1,018 1,068 1,153
<?х 5,0 10 15 20 25 30
£ Qh ?Л- oio(l+l) 785 1570 2355 3140 3925 4705
'"К —0,0332 —0,0498 —0,0618 —0,0498 -0,0332 0
1,985 ЛЛп-^- х vB —145 —244 -338 —302 —215 0
5230 6114 6993 7742 8440 9005
тхх 1070 1195 1325 1420 1505 1575
Рх 90,8 106,2 120,0 126,4 127,6 123,7
Степень предварительного расширения для точки конца сгорания
?= -тг- = 1,153.
* С
Степень последующего расширения
в = 7 = Т15з~ = 8>68-
По средней температуре процесса расширения (см. фиг. 52) находим
показатель линии расширения п2=1,27. По методу Брауера строим линию
расширения. Получаем индикаторную диаграмму, построенную для полезного
хода поршня в цилиндре сгорания механического генератора сжатых газов.
Данный метод был применен для расчета процессов сгора-
ния в тепловозных дизелях. Результаты расчета и эксперимента
совпадали достаточно хорошо при различных углах опережения
подачи топлива [36].
С развитием знаний о выделении тепла в процессе сгорания
топлива по данному методу расчета можно будет получить более
точные данные по изменению давления и температуры в период
сгорания.
§ 26. ДИНАМИКА ГЕНЕРАТОРОВ ГАЗА СО СВОБОДНО
ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
Исследуем динамику генератора газа, схема которого пока-
зана на фиг. 69, в. В случае необходимости рассчитать генера-
тор другого типа вся методика этого раздела может быть исполь-
зована без всяких изменений.
149
Для решения задачи о движении поршня в генераторе газов
можно использовать уравнение второго закона Ньютона, по ко-
торому сумма сил, действующих на поршень, равна произведе-
нию массы поршня на его ускорение:
m^-=p(t)F+R(S)F, (177)
где S — ход поршня;
t — время;
F— площадь поршня цилиндра сгорания;
р (t) — давление газов в цилиндре сгорания на поршень
в функции времени;
— удельное давление воздуха на поршни компрес-
сора и воздушного буфера как функция пути поршня.
Ход поршня
s-4.
После подстановки последнего выражения в уравнение (177)
получим
tn d2 У
dt? —P (0 + R (Ю, (178)
где R (V) — удельное давление как функция объема, описы-
ваемого поршнем цилиндра сгорания.
После использования первого закона термодинамики, связы-
вающего давление в камере сгорания с объемом, д-р техн, наук
В. К. Кошкин получил нелинейное дифференциальное уравнение
третьего порядка относительно неизвестного перемещения
поршня [13].
т „d^V , km dV d?V [ADUA , T7 dR (V} 1 dV
F* v dF 1 F2 dt dt2 । V dV \ dt ~
_ dx
A dt ’
где k — показатель адиабаты;
Bq — количество топлива, подаваемого в цилиндр сгорания
за один цикл;
QH — низшая теплотворность топлива;
£ — коэффициент использования тепла в цилиндре сгора-
ния генератора газов;
dx
---относительная скорость сгорания;
А — тепловой эквивалент работы.
В результате интегрирования уравнения (179) может быть
получен закон движения поршня. Однако, как указывает
В. К. Кошкин, это уравнение является весьма сложным и точное
его интегрирование очень затруднительно.
150
Фиг. 73. Индикаторные диа-
граммы различных поло-
стей генератора газов со
свободно движущимися
поршнями:
а — цилиндра сгорания; б — воз-
душного буфера; в — компрес-
сора.
Ниже описывается графический метод расчета динамики ге-
нераторов газа со свободно движущимися поршнями, основан-
ный на знании индикаторных диаграмм в генераторе газов.
На фиг. 73 показаны индикаторные диаграммы отдельных
полостей механического генератора газов.
Трение поршня о стенки цилиндров
не может быть практически сделано
совершенно одинаковым. Для полу-
чения синхронной работы поршней
применяют специальные синхронизи-
рующие механизмы, которые бывают
шатунно-шарнирные или реечные. Ме-
ханизм синхронизации не влияет на
движение поршней, поэтому достаточ-
но рассмотреть движение поршней под
действием сил давления газов. Благо-
даря симметричному расположению
рабочих полостей генератора доста-
точно рассмотреть движение одного
поршня.
При движении поршня от в. м. т.
работа расширения газов в цилиндре
сгорания должна быть равна работе
компрессора и воздушного буфера.
При обратном ходе поршня работа
воздуха, расширяющегося в буферном
цилиндре, должна равняться работе
сжатия воздуха в цилиндре сгорания
и в компрессоре. При тепловом рас-
чете механического генератора газов
принимается равенство работ с уче-
том трения поршней о стенки ци-
линдра.
Для исследования динамики гене-
ратора предположим, что индикаторные диаграммы, соответ-
ственно рассчитанные, уже имеются. По индикаторным диаг-
раммам строим диаграмму результирующих сил, действующих
на поршень.
Работа суммарной силы Р на различных участках хода порш-
ня равняется изменению кинетической энергии возвратно-посту-
пательно движущихся масс:
<S2
г» 2 2
_ mVg mv,
A=\PdS=-^~----------~кгм, (180)
X
где т — масса поршня;
и v2 — скорости поршня в начале и конце рассматривае-
мого участка.
151
Приращение скорости в конце малого участка будет равно
(181)
Для построения диаграммы изменения скорости поршня необ-
ходимо построить диаграмму работ в функции перемещения
поршня. Проще всего скорость определяется путем сочетания
аналитических методов расчета с графическим построением.
Фиг. 74. Построение диаграммы работ путем графического интегрирования
диаграммы результирующих сил, действующих на поршень.
На фиг. 74 показана диаграмма работы силы Р, полученная
путем графического интегрирования кривой результирующих
сил.
По оси абсцисс откладываем перемещение поршня S. Циф-
рами 0—10 обозначен ход поршня при расширении продук-
тов сгорания, а цифрами 10—20 ход поршня от н. м. т.
к в. м. т., когда происходит сжатие воздуха в цилиндре
сгорания.
Перед интегрированием кривой результирующих сил необхо-
димо учесть работу сил трения в механизме генератора газов.
При построении диаграммы Р = f (S) (фиг. 74) учитывались
индикаторные силы цилиндра сгорания, компрессора и воздуш-
ного буфера. Индикаторная работа цилиндра сгорания больше
индикаторной работы цилиндра компрессора на величину меха-
152
нических потерь. Поэтому сумма положительных площадей на
диаграмме Р = f (S) больше суммы отрицательных площадей.
Разделив разницу в площадях на длину диаграммы, получим
расстояние, на которое нужно перенести оси абсцисс, чтобы по-
лучить новую диаграмму, учитывающую силы трения в меха-
низме. На фиг. 74 представлена кривая Р = f (S) с учетом сил
трения в механизме-
С помощью графического интегрирования кривой на фиг. 74
получим диаграмму работы. Масштаб работы находим по из-
вестной формуле
(182)
где b — отрезок интегрирования в мм;
Л/р —масштаб сил в мм)кг;
Ms — линейный масштаб в мм^м.
После построения диаграммы работы скорость поршня нахо-
дится по формуле (181). По данным расчета нафиг. 75 построена
диаграмма изменения скорости поршня.
На фиг. 76 диаграммы результирующих сил построены для
давлений воздуха после компрессора 3, 5, 6 и 7 сипа.
Зная диаграмму скорости поршня в функции его перемеще-
ния, можно построить кривую изменения времени движения
в зависимости от положения поршня генератора. Наиболее
удобным является способ Лебедева (МПС) [9].
153
Под кривой v = f(S) строим координатные оси t = f(S). За
начало отсчета времени примем точку 0, соответствующую в. м. т.
Vo + v±
Для участка 0—1 известна средняя скорость поршня —— и
длина участка SOi. По этим данным легко найти время, затра-
чиваемое на прохождение поршнем этого участка:
083)
Графически это время найдем следующим образом. На про-
должении оси абсцисс -графика v = f(S) (фиг. 75) отложим
отрезок А длиной 25—30 мм.
На перпендикуляре, восстановленном в точке В отрезка А,
отложим среднюю скорость поршня для интервала 0—1. Полу-
ченную точку А соединим с другим концом отрезка А (точка С).
На линию АС опустим перпендикуляр из начала координат
t = f(S). При этом отрезком 1—Е выразится в определенном
масштабе время движения поршня по участку 0—1. Докажем
это положение. Заштрихованные на фиг. 75 треугольники по-
добны между собой, так как образованы взаимно-перпендику-
лярными сторонами.
Из подобия треугольников следует:
^01 Мл_______________________4____
*^01^5 v0 -f- Vi «ж ’
тдё Mt— масштаб времени в мм/сек-
Ms —• масштаб пути в мм/м;
Mv — масштаб скорости в .
Из последнего уравнения находим
(184)
(185)
Сравнивая формулу (185) с формулой (183), находим мас-
штаб времени
Л^= мм1сек. (186)
Таким образом, отрезком 1—Е на фиг. 75 выражается в мас-
штабе Mt время прохождения поршнем отрезка 0—1.
Для нахождения времени движения поршня по следующему
интервалу 1—2 производят такое же построение. При этом пер-
пендикуляр в координатах t = f(S) опускают из ранее получен-
ной точки Е. Делая аналогичные построения для всех 20 участ-
ков, находят время Т, необходимое для завершения одного пол-
ного цикла.
а 54
Число циклов в минуту находится по формуле
п = ~ цикл/мин. (187)
Диаметры цилиндра сгорания, цилиндра компрессора, буфер-
ного цилиндра и ход поршня генератора определяются в резуль-
Ркг
00000
70000-
60000
50000-
40000-
30000А
Обратный ход
20000-
10000-
0
5 6 7 8 9 10 77 12 13 14 15
Прямой, ход
2
рк-5ата
н^Зата.
рк-7ата
Рабата
v
*1/сек
рк = 7ата
Рабата
14 -
12-
ю-
8-
6-
4
=3ата
рк-5ата
Рабата
рк=7ата
рк-5ата
=3ата
О 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 S
Фиг. 76. Диаграммы результирующих сил и скорости поршня
при четырех различных давлениях генерированного газа.
тате теплового расчета. Зная вес поршня, легко найти число
циклов в минуту-
При проектировании генераторов сжатых газов приходится
решать другую задачу: по заданному числу циклов в минуту
найти массу поршня. При такой постановке задачи нельзя найти
скорость поршня по формуле (181), так как неизвестна масса
поршня. Однако формула (181) показывает, что скорость поршня
155
будет пропорциональна квадратному корню из величины
работы. ___
Для каждого положения поршня находим V 2А, пользуясь
значениями А по фиг. 74. Найденные величины У 2Д откла-
дываем на фиг. 75 и получаем скорость поршня в функции пе-
ремещения. При этом масштаб скорости нам неизвестен. Откла-
дываем на продолжении оси абсцисс отрезок А и строим кри-
вую зависимости времени от перемещения поршня. Отрезок MN
соответствует времени одного цикла. При заданном числе цик-
лов в минуту п находим время одного цикла:
Т—^-сек. (188)
После этого находится масштаб времени для кривой t =
=/(S): _
= мм/сек. (189)
При построении кривой изменения времени движения поршня
по графику v = f(S) масштабы скоростей и времени были свя-
заны соотношением (186), из которого находим интересующий
нас масштаб скорости:
м — AM-S мм
v Mf м/сек ’
с помощью которого строится шкала ординат на фиг. 76. Иско-
мая масса поршня
m = кгсек2/м, (190)
где величина А в кгм берется по фиг. 74 для любой точки, а ве-
личина скорости берется по фиг. 75 для того же положения
поршня. Графический способ расчета значительно проще ана-
литического.
§ 27. ПРИМЕР РАСЧЕТА
Определим к. п. д. генератора газа со свободно движущимися поршнями
типа GS-34. Основные данные генератора GS-34:
Площадь F& поршня цилиндра сгорания в см2 .... 910
Площадь FK поршня цилиндра компрессора в см2 . . 5460
Ход поршня S в мм.................................. 451
Расстояние SB от центра генератора до кромки вы-
пускных окон в мм................................. 245
Расстояние н. м. т. от центра генератора в мм .... 480
Расстояние в. м. т. от центра генератора в мм .... 29
Степень сжатия е в цилиндре сгорания.......... 8,5
Вредный объем а компрессора в %............... 9,5
Давление рг генерированных газов в ата............. 4,1
Число циклов п в минуту........................... 585
156
Для расчета принимаем:
Давление рк воздуха после компрессора в ата ... 4,6
Давление ра начала сжатия воздуха в цилиндре сго-
рания в ата........................................ 4,2
Температура Твс начала сжатия в компрессоре в • абс. 300
К. п. д. компрессора............................. 0,S5
Механический к. п. д. цм цилиндра сгорания...... 0,95
Коэффициент остаточных газов 7..................... 0,04
Степень повышения давления К......................... 1,4
Расчет начинаем с определения температуры конца сжатия в компрес-
соре:
- 1 1.42 - 1
/р\ / 4,6 \ 1.42
Тк = Твс 1^) = 300 То = 470° абс.
Эту температуру принимаем за температуру начала сжатия в цилиндре
сгорания.
Задаемся показателем линии сжатия п\ = 1,34 при этом температура
конца сжатия в цилиндре сгорания
Те = Та"1 ~1 = 470 • 8,5 1,34 -1 = 973° абс.
Среднее значение температуры на линии сжатия
Тср = Та+Тс = 472_+973 = 721,5° абс.
По этой температуре на фиг. 52 находим показатель линии сжатия /и =
= 1,34, что совпадает со значением, которым мы задавались.
Удельный вес воздуха, который входит в компрессор через впускной кла-
пан, определяется из характеристического уравнения
т -- ^104 - ]’° • 104 -
1вс RTBC 29,3 • 300
1,14/сг/л/3.
Объемный коэффициент подачи компрессора подсчитывается по формуле
(30):
А Ро /
= 1 + 0,095
1
4Д\ 1.1
1,0/
— 1 =0,714.
Подача компрессора за цикл производится двумя полостями
GH = 2\y\^BCFKS = 2 • 0,92 • 0,714 • 1,14 • 0,546 • 0,451 = 0,370 кг/цикл.
Вес воздуха, остающегося в цилиндре сгорания после закрытия окон,
Г p№Va 4,2 • 104 • 2 • 0,245 • 0,091 nlQA ,
С?. = г. ,.g = _1---- —’ -----?---= 0,136 кг/цикл.
1 RTa 29,3 • 470
Коэффициент избытка продувочного воздуха
Gk ____________________________ 0,370 л у
157
По формуле (100) находим среднее индикаторное давление в цилиндре
сгорания генератора газов
Г mi-i
D- = £ ____—_____ Ч?вС т1 [ РК _ J =
1 е —1 ТЛП+т) mr — 1 L\ Ро /
Г 1,42 - 1 "1
8,5 4,2 2,7-300 1,42 / 4,6\ М2
^8,5 — 1 0,95 • 470(1 +0,04) 0,85 1,42-1 1,0/ “1 ~
== 18,85кг/сл<2.
Задаемся показателем линии расширения п2 = 1,25 и из уравнения (107)
. Гл(*-1) , 1 Л 1 \] 1 , 1 1 / р"* \
Г 18,85(8,5 — 1) 1 I
~ [ 4,2 • 8.51’34 + 1.34-1 (1
8,51,34-1
Р1'25 \
8.51-25-1/ ’
“ 1,25-1 (1,25р
1,03
Подбором находим степень предварительного расширения р= 1,42.
Температура конца видимого сгорания
_ \ТС =J.4U,42:_973 = 1875оабс-
/г-~— 1>03
Соответствующий коэффициент избытка воздуха по формуле (109)
«г = 1,88.
Степень последующего расширения
8 = — = ^5. = 5,98.
р 1,42
Температура конца расширения
Тв = —I*--------= П98° абс-
б"3-1 5,981,25-1
Средняя температура на линии расширения
Тср = Тв = 1875.+ И98 = 1536° абс.
По фиг. 52 находим показатель линии расширения п2 = 1,25, что соот-
ветствует ранее принятому значению.
Давление в конце сжатия
Рс = Ра*"1 = 4,2 • 8,51,34= 73,9 кг/смР.
Давление сгорания
pz = \рс = 1,4 • 73,9 — 103,5 кг/см2.
Давление в конце расширения
рв = -Pl— = 103,5------1—_ = 11,04 «г/сл’.
8я» 5.981'25
158
Температура продуктов сгорания после расширения до давления гене-
рированных газов
п - 1 1,27 - 1
[Рт\ п / 4 1 \ 1,27
Тг = Тв -/-) = 1198 -JT04 = 975° абс.
\ -* в / \ 1 ’ /
Теплосодержание газов перед турбиной находим по формуле (115):
I = (?-1)^ + Ро^/7> _(2,7-1)5,185 - 470+ 1,03 - 6,905 - 975_
1 ?—14-Ро 2,7-14-1,03
= 4070 ккал/моль.
Находим температуру газов (фиг. 59) перед турбиной Т\ — 675° абс.
Температура газов в конце расширения в турбине находится по формуле
пт- 1 1,36 - 1
= Т, = 675 1,36 = 463» абс.
Находим теплосодержание газов (фиг. 59) после турбины
Л = 2450 ккал]моль. Вес генерированных газов
GT = 1 4. lq' = 14-2,7» 1,88-14,3 = 73,5кг/кг.
К. п. д. генератора при условии адиабатического расширения генериро-
ванных газов
Or(Zi—4) 73,5(4070-2450)
Vad------mQ~H------28,9-10 000
При испытании генератора GS-34 на этом режиме был получен к. п. д„
0,42.
Подача топлива на один цикл
АО = —А = _—n = 0,005 кг/цикл.
aLQ 1,88-14,3 /н
Вес генерированных газов за один цикл работы генератора
&Ог = GK 4- АО = 0,370 4- 0,005 » 0,375 кг/цикл.
Расход газа определяется по формуле
Gc = -А(?г'п = °'375'5.85.. = 3,65 кг/сек.
60 60
При испытании генератора GS-34 на этом режиме расход газа составляла
3,67 кг]сек.
ГЛАВА VII
ТОПЛИВОПОДАЮЩАЯ АППАРАТУРА ГЕНЕРАТОРОВ
ГАЗА СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
§ 28. ОПИСАНИЕ КОНСТРУКЦИИ
Топливоподающая аппаратура комбинированных двигателей
•с коленчатым валом ничем не отличается от топливной аппара-
туры обычных дизелей. Поэтому рассмотрим только аппаратуру
подачи топлива генератора газов со свободно движущимися
поршнями. Основная особенность этих машин заключается в том,
что топливо должно подаваться при положении поршней около
в. м. т., когда поршни и все связанные с ними детали имеют
минимальную скорость. Обычные топливные насосы не могут
обеспечить интенсивную подачу топлива в момент остановки
поршней. Поэтому в генераторах газов со свободно движущи-
мися поршнями применяются топливные насосы с аккумулирую-
щим поршнем (фиг. 77). Плунжер 3 перемещается в гильзе топ-
ливного насоса вверх и вниз. При движении плунжера вниз по-
лость над цилиндром наполняется топливом через отсечные
отверстия. При движении плунжера вверх перекрываются отсеч-
ные отверстия и происходит подача топлива. При этом нагнета-
тельный клапан 5 поднимается и топливо перетекает в простран-
ство под шток 6 аккумулятора. Под давлением топлива шток
аккумулятора приподнимается, преодолевая сопротивление
поршня 7, на который давит сжатый воздух.
При дальнейшем движении плунжера насоса вверх его косая
кромка открывает отсечное окно, и подача топлива через нагне-
тательный клапан прекращается. При посадке нагнетательный
клапан 5 разобщает полость аккумулятора от надплунжерной
полости насоса. К концу хода плунжер насоса ударяет своей
верхней частью в хвостовик отсечного клапана 4, нагруженного
сверху сильной пружиной. При этом открываются один или не-
сколько нагнетательных клапанов, соединенных с трубопрово-
дами, ведущими к форсункам. Топливо под давлением, опреде-
ляемым давлением воздуха над поршнем аккумулятора, по-
дается к форсункам цилиндра сгорания генератора газов-
160
Фиг. 77. Конструкция топлив-
ного насоса с аккумулирую-
щим поршнем:
1 — поворотная гильза; 2 — регули-
рующая рейка; 3 — плунжер насоса;
4 — отсечный клапан; 5 — нагнетатель-
ный клапан; 6 — шток аккумулятора;
7 — поршень аккумулятора; а — ход
плунжера.
11 Зак. 3/699
161
Подача топлива регулируется поворотом насосного плун-
жера при помощи поворотной гильзы 1 и регулирующей рейки 2.
Это устройство полностью аналогично соответствующим устрой-
ствам в обычных топливоподающих насосах.
7/
Фиг. 78. Топливный насос аккумуляторного
типа:
1 — отмеривающий плунжер; 2 — пружина; 3 — корпус
насоса; 4 — пружина впускного клапана; 5 — отвер-
стие в корпусе насоса; 6 — впускной клапан; 7 — плун-
жер аккумулятора; 8 — колпак аккумулятора; 9 — пор-
шень аккумулятора; 10— пружина аккумулятора; 11 —
отверстие для сжатого воздуха; 12—гильза аккумуля-
тора; 13— нагнетательный клапан; 14—тройник; 15— на-
гнетательный канал; 16 — вспомогательное кольцо из
маслостойкой резины; 17 — латунный штифт; 18 —
отверстие в отмеривающем плунжере; 19— отвер-
стие в гильзе отмеривающего плунжера; 20 — шту-
цер для выпуска воздуха; 21 — шариковый клапан.
Разрез по PR
На фиг. 78 показан Топливный насос генератора газов со
свободно движущимися поршнями конструкции Ворошилов-
градского тепловозостроительного завода, предназначенный для
генератора газов мощностью 750 л. с. при числе двойных ходов
760 в минуту. При номинальном режиме работы топливный на-
сос подает около 3 г дизельного топлива на каждый цикл.
Отмеривающий плунжер 1 приводится в движение толкате-
лем кулачкового привода насоса. На фиг. 78 отмеривающий
плунжер находится в своем нижнем положении. При движении
162
*
Разрез по В В # 13
16
Разрез по ЛА-ББ
'SSS/S/M
Фиг. 79. Привод топливного насоса:
— синхронизирующее зубчатое колесо; 2 — вал привода;
3 — игольчатый подшипник; 4 — корпус привода; 5 — тол-
катель; 6 — упоры; 7 — толкатель привода масляного
насоса; 8 — рукоятка; 9 — кулачок; 10 — ролик толкателя;
11 — проставка; 12 — указатель; 13 — маховичок; 14 —винт
маховичка; 15— регулирующий рычаг; 16 — ось регулирую-
щего рычага.
8
отмеривающего плунжера вверх впускной клапан 6 закрыт и
топливо нагнетается в пространство под плунжером 7 аккуму-
лятора. При этом плунжер 7 поднимается вверх, преодолевая
усилие пружины 10 и давление сжатого воздуха. Сжатый воз-
дух подводится в пространство над поршнем 9 аккумулятора
через отверстие 11 в колпаке 8 аккумулятора.
В конце нагнетательного хода проточка на плунжере сообщит
полость под плунжером 7 аккумулятора с нагнетательным кана-
лом 15 ведущим к тройнику 14. От тройника 14 топливо через
нагнетательные клапаны 13 поступает в трубопроводы, ведущие
к форсункам. Подача топлива к форсункам начинается с мо-
мента открытия отмеривающим плунжером нагнетательного
канала 15 и продолжается до тех пор, пока головка аккумули-
рующего плунжера не сядет на верхний торец гильзы 12 акку-
мулятора. Таким образом, подача топлива к форсункам происхо-
дит под действием аккумулирующего плунжера, а давление
аккумулирующего плунжера на топливо определяется усилием
пружины 10 и давлением сжатого воздуха над поршнем 9 акку-
мулятора. Давление воздуха на поршень аккумулятора должно
составлять около 35 кг/см2. При этом давление топлива в момент
его нагнетания к форсункам составляет около 500 кг!см2. Сжа-
тый воздух подводится к топливному насосу от пусковых бал-
лонов через игольчатый дросселирующий клапан. Давление воз-
духа контролируется по манометру.
В конце процесса впрыска отмеривающий поршень начинает
двигаться вниз и закрывает нагнетательный канал 15. В над-
плунжерном пространстве образуется разрежение. При этом
впускной клапан 6 под действием перепада давлений, сил инер-
ции впускного клапана и столба топлива в осевом отверстии
отмеривающего плунжера преодолеет усилие пружины 4 и от-
кроется. Топливо от топливоподкачивающей помпы по отвер-
стию 5 попадает в кольцевой канал корпуса 3 насоса. Из кольце-
вого канала топливо через отверстие 19 в гильзе отмеривающего
плунжера, отверстие 18 в самом отмеривающем плунжере и
впускной клапан 6 поступает в надплунжерное пространство.
При подходе отмеривающего плунжера к крайнему нижнему
положению пружина 4 закрывает впускной клапан 6 и цикл
повторяется.
Количество топлива, подаваемого насосом, регулируется
изменением хода толкателя. На фиг. 79 показан привод топлив-
ного насоса. От зубчатых реек движение передается синхрони-
зирующему зубчатому колесу 1, которое жестко укреплено на
валу 2 привода. Вал 2 привода свободно вращается в игольча-
тых подшипниках 3, укрепленных в корпусе 4 привода. На кони-
ческом конце вала 2 посажен кулачок 9 привода.
При повороте кулачка, жестко соединенного с валом синхро-
низирующей шестерни, толкатель 5 перемещается вверх, при-
164
водя в движение через проставку 11 отмеривающий плунжер.
Нижнее положение толкателя определяется положением упо-
ров 6 регулирующего рычага 15. Поворотом рукоятки 8 изме-
няется положение упоров и ход толкателя 5.
Уменьшение подачи топлива осуществляется поворотом ре-
гулирующего рычага 15 по часовой стрелке. При этом упоры 6
поднимаются и толкатель 5 не доходит до нижнего положения.
Хоц всасывания отмеривающего плунжера сократится, а между
кулачком и роликом 10 толкателя образуется зазор. При умень-
шенной подаче топлива ход нагнетания плунжера начинается
позднее.
Подача топлива прекращается, когда регулирующий рычаг 15
при помощи рукоятки 8 поворачивается так, что упоры 6 за-
крепляют толкатель 5 в верхнем положении.
Регулирующий рычаг 15 может быть установлен для задан-
ной величины подачи топлива при помощи маховичка 13 и ука-
зателя 12. При этом винтом 14 маховичка фиксируется любое
положение регулирующего рычага 15.
Кулачок топливного насоса воздействует также на толка-
тель 7 привода масляного насоса.
При помощи рукоятки 8 прокачивают топливный насос и
освобождают его от воздуха. Перемещая рукоятку S, сообщают
движение отмеривающему плунжеру. При этом наблюдают за
выходом воздуха из штуцера 20 (фиг. 78). После появления из
штуцера 20 топлива можно считать, что топливная система на-
соса практически свободна от воздуха. Прокачивание насоса
производится при выпущенном из колпака 8 аккумулятора
воздухе.
Совершенно иная конструкция топливного насоса золотнико-
вого типа показана на фиг. 80. Этот насос устанавливается на
дизель-компрессор со свободно движущимися поршнями кон-
струкции ЦУМЗ МПС производительностью 12 м31мин сжатого
воздуха с давлением 7 ата при 480 циклах в минуту. Подача топ-
ливного насоса составляет около 0,7 г на цикл. Подобная кон-
струкция может применяться и для генераторов сжатых газов
со свободно движущимися поршнями малой мощности.
Плунжер 6 топливного насоса приводится в движение при
помощи специального привода. Движение от зубчатых реек пе-
редается синхронизирующему зубчатому колесу 22, которое не-
подвижно закреплено на валу 23 привода. Вал 23 привода сво-
бодно вращается в игольчатых подшипниках 28. На конце вала
неподвижно укреплен кулачок 1, совершающий колебательное
движение вокруг своей оси. Кулачок 1 воздействует на ролик 2
качающегося толкателя 3. От качающегося толкателя движение
передается плунжеру 6.
Топливо из топливного бака попадает в поплавковую каме-
ру 10. Поплавок 11 имеет иглу, которая прекращает поступление
165
t'ULJpCJ HU ПН
Фиг. 80. Топливный насос
1 — кулачок привода; 2 — ролик толкателя; 3 — качающийся толкатель; 4 — зубчатое
8— трубопровод к форсунке; 9 — канал для прохода топлива; 10 — поплавковая камера;
ятка для выключения насоса; 16 — зубчатый сектор; 17 — пружина регулятора; 18— шток
щее зубчатое колеср; 28 — вал привода; 24 — рукоятка для разведения поршней;
вала
Разрез по К К
золотникового типа:
колесо плунжера; 5 — пружина; 6 — плунжер-золотник; 7 — нагнетательные клапаны;
11 — поплавок с иглой; 12 — впускное окно; 13 — отсечное окно; 14 — гильза; 15 — руко-
регулятора; 19 — сильфон; 20 — штуцер; 21 — шариковый упор; 22 — синхронизирую-
25 — штифт; 26 — ось зубчатого сектора; 27 — опоры оси; 28 — игольчатый подшипник
привода.
топлива при его определенном уровне в поплавковой ка-
мере 10. Поэтому топливо поступает к топливному насосу при
определенном давлении, не зависящем от уровня топлива в баке.
Для очистки топлива в поплавковой камере поставлен сетчатый
фильтр.
Из поплавковой камеры по каналу 9 топливо поступает
в кольцевую полость между корпусом насоса и гильзой 14, от-
куда через окна 12 — в пространство над плунжером.
При движении плунжера 6 вверх отсечная кромка его закры-
вает окна 12 для прохода топлива и пространство над плунже-
ром оказывается изолированным. При дальнейшем движении
плунжера 6 вверх открываются нагнетательные клапаны 7 и
топливо по трубопроводу 8 поступает к форсунке.
Конец подачи топлива происходит в тот момент, когда коль-
цевая выточка на плунжере 6 откроет отсечное окно 13. Полез-
ный ход плунжера 6 изменяется при повороте плунжера вокруг
своей оси. При этом изменяется начало подачи топлива при по-
стоянном конце подачи.
Поворот плунжера осуществляется специальным регулятором
подачи топлива при помощи зубчатого сектора 16 и зубчатого
колеса 4.
Подача топлива изменяется в зависимости от давления сжа-
того воздуха. При увеличении давления сжатого воздуха в ре-
зультате уменьшения его расхода потребителями происходит
следующее. Сжатый воздух по штуцеру 20 поступает в полость
внутри корпуса регулятора, где расположен сильфон 19. Под
действием повышенного давления воздуха сильфон сжимается,
перемещая шток 18 регулятора вправо. При этом пружина 17
регулятора сжимается. Вместе со штоком 18 регулятора пере-
мещается штифт 25, укрепленный на зубчатом секторе 16. Зуб-
чатый сектор 16 поворачивается вокруг своей оси 26 и вращает
зубчатое колесо 4 плунжера насоса в сторону уменьшения по-
лезного хода плунжера. Начало подачи топлива происходит
позднее и в цилиндр двигателя поступает меньшее количество
топлива.
Полное выключение подачи топлива и остановка машины осу-
ществляются рукояткой 15, при повороте которой качающийся
толкатель 3 поднимается вверх и воздействие кулачка на тол-
катель прекращается.
В топливном насосе, изображенном на фиг. 80, подача топ-
лива начинается задолго до в. м. т. и заканчивается полностью
до подхода поршней к своим крайним положениям. При этом
кулачок имеет еще достаточную угловую скорость для резкой
подачи топлива, но ввиду неблагоприятной фазы топливоподачи,
удельный расход топлива увеличивается. Поэтому такая система
топливоподачи применяется на установках малой мощности.
Отечественная промышленность изготовляет подобные топлив-
168
ные насосы для установки на дизель-компрессор со свободно
движущимися поршнями ДК-2.
На фиг. 81 показан общий вид установки форсунки на ци-
линдр машины.
По данным Эйхельберга [41] генератор газов со свободно
движущимися поршнями типа GS-34 имеет шесть форсунок (че-
Фиг. 81. Общий вид установки форсунки на цилиндр двигателя со свободно
движущимися поршнями:
1 — цилиндр; 2 — форсунки; 3 — трубопровод; 4 — топливный насос.
тыре открытого типа и две штифтовые), расположенных на рав-
ном расстоянии по окружности камеры сгорания. Через штиф-
товые форсунки 5% общего количества топлива подается в пред-
камеры. Объем предкамер составляет около 10% объема ка-
меры сгорания. Продолжительность подачи топлива открытыми
форсунками составляет около 9 мс, что эквивалентно 33 услов-
ным градусам при номинальном режиме. Продолжительность
подачи штифтовыми форсунками составляет 7 мс или 25 услов-
ных градусов. Начало подачи топлива открытыми форсунками
1«9
Фиг. 82. Открытая форсунка:
1 — распылитель; 2 — игла; 3 — отверстия; 4 — ка-
навки.
происходит за 5,5 мс (20 условных градусов) до в. м. т. Штиф-
товые форсунки начинают подавать топливо за 1 мс (4 услов-
ных градуса) до внутренней мертвой точки.
Назначение предкамеры состоит в том, чтобы получить
в главной камере сгорания дополнительное завихривание в про-
цессе впрыскивания глав-
ного количества топлива.
Завихривание осущест-
вляется потоком горячих
газов из предкамеры.
Благодаря хорошему пе-
ремешиванию воздуха и
топлива удается получить
совершенное сгорание и
бездымный выпуск даже
при максимальной мощ-
ности.
Чтобы предотвратить
подтекание топлива, для
форсунок открытого типа
необходимо применять
короткие трубопроводы.
На фиг. 82 показана открытая форсунка, применяемая для
установок со свободно движущимися поршнями. Форсунка со-
стоит из корпуса, в котором помещается распылитель /, с непо-
Фиг. 83. Изменение коэффициента расхода от-
крытой форсунки, представленной на фиг. 82,
в зависимости от давления распыления.
канал для прохода топлива. В конце иглы просверлено два от-
верстия 3 под углом 90° одно к другому. Игла 2 заканчивается
конусом, хорошо притертым к коническому седлу распылителя /.
Для выхода топлива на этом конусе имеются две канавки 4.
Два потока топлива сталкиваются между собой при выходе
в сопловое отверстие распылителя 1 и образуют широкий пло-
ский веер распыленного топлива. Плоскость распыливания пер-
пендикулярна плоскости расположения канавок 4. Распыливаю-
щие канавки фиксируются в необходимом положении относи-
тельно камеры сгорания установочным штифтом.
170
При больших диаметрах цилиндра сгорания применяют не-
сколько открытых форсунок, так как дальнобойность их неболь-
шая. Форсунки располагают по окружности цилиндра.
На фиг. 83 приведена кривая изменения коэффициента рас-
хода для открытой форсунки с пересекающимися каналами
в зависимости от давления распыливания. При изменении давле-
ния от 120 до 250 кг/см2 коэффициент расхода можно принимать
равным 0,53.
§ 29. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ ТОПЛИВОПОДАЮЩЕИ
СИСТЕМЫ
При использовании топливного насоса с аккумулирующим
поршнем плунжер насоса дозирует топливо на каждый цикл.
Для определения диаметра плунжера и его хода нужно опреде-
лить количество топлива AV, которое должно быть подано в ци-
линдр сгорания за один цикл:
Д 1/= ~ си3,
oOj • п ’
(191)
где п — число циклов в минуту;
Ne — эффективная мощность;
ge— удельный расход топлива;
7 — удельный вес топлива (для дизельного топлива
Т =0,85 г/си3).
Количество топлива, которое должно подаваться плунжером
насоса, можно выразить так:
Д1/=^-^-5сл«3,
(192)
где k — коэффициент запаса производительности насоса, рав-
ный 1,35.
Для нахождения диаметра плунжера и хода поршня обычно
задаются отношением S/d. Для золотниковых насосов это отно-
шение близко к единице.
После определения размеров плунжера насоса определяют
размеры аккумулирующего устройства. Для хорошего распыли-
вания топлива давление в аккумуляторе должно быть порядка
400—500 кг!см2. Обычно диаметр штока аккумулятора делается
несколько меньше диаметра плунжера насоса. Можно прини-
мать diu= (0,6 H-0,8)rf. Давление топлива на шток аккумуля-
тора равно давлению воздуха на поршень аккумулятора:
Рт 4 — Р* ,
171
Д£ = 4-сек.
откуда находится диаметр поршня аккумулятора
da=dulA/r^LMM, (193)
а т Рв
где рт — давление топлива на шток аккумулятора в кг/см2.
рв — давление воздуха на поршень аккумулятора в кг/см2.
Давление воздуха на поршень аккумулятора определяется
давлением пускового воздуха, находящегося в баллонах. Это
давление составляет 30—50 кг/см2.
Остается определить проходное сечение сопловых отверстий
форсунок. Продолжительность впрыска топлива составляет <р
условных градусов. Обычно ф = 20 -ь 25° При этом продолжи-
тельность подачи топлива определяется по формуле
(194)
Секундный расход топлива определяется из уравнения
Q = р./ 2g см3/сек, (195)
где р-— коэффициент расхода форсунок;
f—проходное сечение форсунок в см2;
7 — удельный вес топлива в кг 1см3;
рг — давление газов в камере сгорания в кг)см2;
g — ускорение свободного падения в см/сек2.
С другой стороны, секундный расход топлива может быть
выражен через объем подаваемого за цикл топлива и продол-
жительность подачи
Q = см3/сек. (196)
Из уравнений (195) и (196) находится проходное сечение
форсунок
ДУ 1
Распыление топлива в открытых форсунках обычных дизе-
лей ухудшалось при уменьшении числа оборотов коленчатого
вала, тогда как распыление топлива при аккумуляторной си-
стеме подачи почти не зависит от числа циклов генератора со
свободно движущимися поршнями.
ГЛАВА VIII
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ГЕНЕРАТОРОВ ГАЗА
СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
§ 30. СТАБИЛИЗАТОР МЕХАНИЧЕСКОГО ГЕНЕРАТОРА ГАЗОВ
СО СВОБОДНО ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ
Для обеспечения одинакового давления в буферах левой и
правой части механического генератора газов со свободно дви-
жущимися поршнями служит
фиг. 22), соединяющая обе поло-
сти буферов при произвольном
положении поршней. К уравни-
тельной трубке присоединяется
стабилизатор, позволяющий ме-
нять давление генерированных
газов.
Для изменения производи-
тельности генератора в широком
диапазоне приходится изменять
давление газов перед рабочими
расширительными машинами от
1 до 5 ати. При изменении дав-
ления рабочих газов будет изме-
няться давление продувочного
воздуха в ресивере. Для нор-
мальной работы генератора не-
обходимо соответственно изме-
уравнительная трубка (см.
Фиг. 84. Производительность без-
вального генератора газов и рас-
ход газа турбиной при разных
давлениях генерированного газа.
нять среднее давление в буферных цилиндрах.
При совместной работе генератора со свободно движу-
щимися поршнями и газовой турбины необходимо изменять про-
изводительность генератора в соответствии с потребностью тур-
бины. Регулирование генератора достигается уменьшением дав-
ления или изменением расхода газов.
На фиг. 84 показано изменение максимальной Graax и мини-
мальной Gmin производительности генератора газов со свободно
движущимися поршнями в зависимости от давления рабочих
газов перед турбиной. Также приведены кривая необходимого
173
расхода газа для привода турбины GT и кривая мощности тур-
бины N г в процентах от ее номинального значения. Кривые
были получены при испытании генератора GS-34 [41].
Область регулирования мощности турбины лежит в преде-
лах от 17 до 110% от мощности номинального режима. Соот-
ветственное регулирование производительности генератора осу-
ществляется стабилизатором.
Фиг. 85. Схема стабилизатора:
а — положение для наполнения буферных цилиндров;
б — положение для опоражнивания буферных цилиндров;
в — схема уравнительной трубки со стабилизатором.
При заданной нагрузке турбины давление генерированных
газов остается постоянным, а давление в буферных цилиндрах
меняется от максимального рбтлх до минимального p5min при
каждом ходе поршня, следовательно, всегда будет момент, когда
давление в ресивере будет больше давления в буфере. При этом
воздух из ресивера будет перетекать в буферные цилиндры
(фиг. 85, а). В момент, когда давление в буфере будет больше
давления в ресивере, воздух из буферных цилиндров будет пе-
ретекать в продувочный ресивер (фиг. 85, б). Это обстоятельство
используется для регулирования среднего давления воздуха
в буферном цилиндре в соответствии с давлением генерирован-
ного газа,
174
воздуха и пружины,
буферном цилиндре,
продувочный ресивер
Фиг. 86. Конструкция стабилиза-
тора:
1 — клапан; 2 — коробчатый золотник;
д — дифференциальный поршень.
Схема стабилизатора показана на фиг. 85, в. Золотник ста-
билизатора с одной стороны находится под действием давления,,
равного сумме давлений продувочного
а с другой — под действием давления в
При нейтральном положении золотника
разобщен с буферными цилинд-
рами.
Конструкция стабилизатора
показана на фиг. 86. Прямой
клапан 1 помещен в золотнико-
вую коробку 2, соединенную с
двухступенчатым поршнем 3.
Если давление в ресивере
больше давления в буферных ци-
линдрах, то золотник поднимет-
ся вверх, воздух из ресивера
устремится в верхние окна зо-
лотниковой коробки и через кла-
пан поступит в буферные цилин-
дры. При больших давлениях в
буферном цилиндре золотнико-
вая коробка опустится и воздух
из буферных цилиндров будет
перетекать в ресивер через верх-
ние окна золотника, клапан и
нижние окна золотника.
На двухступенчатый поршень
действует постоянная сила веса
движущихся частей Gd и три
ременные
пе-
силы:
Ррср — т среднего давления воздуха в воздушном ресивере;
Рбср — т среднего давления воздуха буферов;
Q — от деформации пружины.
На фиг. 87 показана схема сил, действующих на дифферен-
циальный поршень стабилизатора. В положении равновесия
сумма всех сил равна нулю:
Рбср +Gd — Q~Ppcp =0- (198)
Среднее давление воздуха в ресивере и среднее давление
воздуха в буферах линейно зависят от давления генерирован-
ного газа. Такая зависимость получена при испытании генера-
тора GS-34 (фиг. 88). Характеристика стабилизатора (фиг. 88)
представляет линейную зависимость сил рп и , входящих
”ср °ср
в уравнение (198), от давления генерированных газов. Линейная
зависимость позволяет легко определить основные размеры
175
пружины стабилизатора при заданном диапазоне изменения
давления генерированных газов от максимального до мини-
мального.
Характеристика пружины должна удовлетворять уравнению
Q = Рбср ~ (РРср ~ Gd) кг. (199)
При минимальном давлении генерированных газов пор-
шень стабилизатора находится в крайнем верхнем поло-
Фиг. 87. Схема сил,
действующих на диф-
ференциальный пор-
шень стабилизатора.
Фиг. 88. Давление в воз-
душном ресивере рр и ма-
ксимальные и минимальные
давления в воздушных бу-
ферах в зависимости от
давления генерированного
газа.
жении и величина предварительной затяжки пружины
равна
Qi = (200)
где с — жесткость пружины в кг)см\
3 — предварительная затяжка пружины в см.
При этом воздух может проходить через клапан из ресивера
в буфер, и окна корпуса клапана полностью открыты.
При максимальном давлении генерированного газа поршень
стабилизатора опустится вниз на величину полного открытия
нижних окон. Величина S перемещения золотника определяется
конструктивными особенностями стабилизатора. В конструкции
стабилизатора (фиг. 86) перемещение золотника равно двойной
высоте окон.
Усилие пружины в нижнем положении поршня стабилизатора
Q2 = c(8 + S) кг. (201)
176
Из уравнений (200) и (201) находим величину предваритель-
ной затяжки пружины
S-SO^5,- (202)
Величины Qi и Q2 находятся из уравнения (199) для
максимального и минимального давлений генерированных
газов.
Фиг. 89. Запись хода поршня генератора GS-34:
а — при постоянном давлении генерированных газов рг = 2,5 ати и автоматически
работающем стабилизаторе; б — при различных давлениях генерированного газа.
Размеры пружины определяются по формуле жесткости
с==-^кг/^2’ (203)
где D—-диаметр пружины в см;
d — диаметр проволоки в см;
/ — число витков пружины;
GM — модуль упругости, равный для стали 800000 кг/см2.
В зависимости от затяжки пружины стабилизатора будет из-
меняться давление генерированных газов.
При постоянной затяжке пружины стабилизатора произво-
дительность генератора изменяется в зависимости от подачи
топлива в цилиндр сгорания. При этом максимальное давление
в цилиндре сгорания оказывается постоянным и равным
65 кг/см2. На фиг. 89, а показана запись хода поршня генера-
тора GS-34 при постоянном давлении газов перед турбиной
2,5 ати и при автоматически работающем стабилизаторе. За
счет изменения подачи топлива изменялось положение н. м. т.,
которая находилась в зависимости от подачи топлива на рас-
стоянии от 400 до 500 мм от середины машины- Положение
в. м. т. оставалось неизменным. Таким образом, изменение про-
изводительности механического генератора газов со свободно
12 Зак. 3/699 177
движущимися поршнями может достигаться изменением подачи
топлива при различной длине хода поршня и постоянном давле-
нии газов.
Запись движения поршня при различных давлениях генери-
рованных газов (фиг. 89, б) от 1 до 3 ати показывает, что по-
ложение в. м. т. меняется в зависимости от давления газов перед
турбиной, а положение н. м. т. остается постоянным. Макси-
мальное давление сгорания при всех давлениях генерированного
газа равно 50 кг!см2. По указанным диаграммам можно постро-
ить характеристики работы генераторов газа со свободно дви-
жущимися поршнями.
§ 31. ПОСТРОЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ РАБОТЫ ГЕНЕРАТОРА
ПРИ ПЕРЕМЕННОЙ ДЛИНЕ ХОДА ПОРШНЯ
Изменение длины хода при постоянном давлении генериро-
ванных газов происходит за счет разной подачи топлива в ци-
линдр сгорания генератора газов. При этом степень сжатия в ци-
линдре сгорания остается постоянной, так как изменение хода
происходит только за счет изменения н. м. т. (фиг. 89, а). Поло-
жение в. м. т- остается постоянным.
При номинальном режиме работы генератора газов длина
хода поршня составляет 100%. При увеличении подачи топлива
в цилиндр сгорания ход поршня увеличивается, а при уменьше-
нии подачи топлива — уменьшается.
При разной подаче топлива в цилиндре сгорания будет изме-
няться среднее индикаторное давление, отнесенное к полезной
части хода поршня. Полезная часть хода поршня на всех режи-
мах остается постоянной, поэтому работа в цилиндре сгора-
ния будет прямо пропорциональна среднему индикаторному
давлению. Среднее индикаторное давление, отнесенное к полез-
ной части хода поршня, определяется по формуле (101) в функ-
ции коэффициентов избытка воздуха.
Первоначально по уравнению сгорания (65) находится тем-
пература конца видимого сгорания, затем по формуле (66) на-
ходится степень предварительного расширения и по формуле
(67) степень последующего расширения. По средней темпера-
туре при расширении газов в цилиндре сгорания находится по-
казатель линии расширения (см. фиг. 52).
Расчеты показывают, что среднее индикаторное давление
в цилиндре сгорания уменьшается с увеличением коэффи-
циента избытка воздуха. Можно определить коэффициент
избытка воздуха генераторного режима при разной длине хода
поршня.
Зная, что мощность компрессора изменяется в зависимости
от произведения хода поршня S на коэффициент подачи X и,
принимая мощность компрессора на номинальном режиме за
178
100%, получим формулу для определения мощности компрес-
сора при различных ходах поршня:
Л'«=Л'-та;л'с- <204’
Отношение коэффициентов подачи с достаточной точностью
может быть заменено отношением объемных коэффицентов,
а мощность компрессора на номинальном режиме равна 100%,
поэтому мощность компрессора в % от мощности номинального
режима
"«=^100%- '205)
Объемный коэффициент подачи компрессора, определяемый
по формуле (30), будет изменяться в соответствии с относитель-
ной величиной мертвого пространства компрессора
а = 4°-. (206)
При работе компрессора с переменной длиной хода поршня
и постоянным положением в. м. т. числитель последнего выра-
жения остается постоянным, а знаменатель увеличивается или
уменьшается в соответствии с ходом поршня.
При разной длине хода поршня компрессора происходит
различная подача воздуха в цилиндр сгорания. Объем цилиндра
сгорания в момент закрытия окон остается постоянным для всех
ходов поршня, что увеличивает коэффициент продувки при уве-
личении длины хода поршня. Для номинального режима работы
генератора при коэффициенте избытка продувочного воздуха фк
подача компрессора
GH кг1кг-
Для другого режима работы подача компрессора
°к = ?аЛо кг!кг-
Разделив первое уравнение на второе, получим формулу для
нахождения коэффициента избытка продувочного воздуха для
любой длины хода поршня:
т = (207)
При разной длине хода поршня компрессора, но постоянном
давлении нагнетания отношение подачи компрессора к подаче
при номинальном режиме работы может быть заменено мощ-
ностью компрессора в процентах от номинальной мощности,
принятой за 100%
12*
179
Температуру конца видимого сгорания находят по уравнению
сгорания топлива. Далее по формуле (66) определяют степень
предварительного расширения. Показатель политропы расшире-
ния в цилиндре сгорания находят по средней температуре газов
на линии расширения (см- фиг. 52). Первоначальное значение
температуры конца расширения определяют по номограмме
(см. фиг. 57) Л
Температуру Т\ газов перед турбиной определяют по фор-
муле (115), а температуру газов Тг — по формуле (114).
Предполагая, что газ в турбине расширяется до атмосфер-
ного давления, определяют температуру газов в конце расшире-
ния. Величину показателя линии расширения газа в турбине
находят по средней температуре газа в процессе расши-
рения.
К. п. д. генератора газов есть отношение тепла, используе-
мого на работу при адиабатическом расширении генерирован-
ного газа в идеальной машине, к теплотворности топлива, затра-
ченного для получения этой работы. Величина к. п. д. опреде-
ляется по формуле (110).
Теплосодержание газов может быть найдено по известным
температурам в начале и в конце расширения в турбине по
фиг. 59. Для получения теплосодержания 1 кг продуктов сгора-
ния достаточно разделить теплосодержание 1 моля на молеку-
лярный вес продуктов сгорания, который определяется по фор-
муле (113).
Изменение коэффициента избытка воздуха генераторного
режима вызывает изменение числа циклов в минуту. Теоретиче-
ские расчеты и экспериментальные исследования генератора
GS-34 показывают незначительное влияние длины хода поршня
на число циклов в минуту. Производительность генератора при
постоянном давлении газов перед турбиной определяется дли-
ной хода поршня.
Пример расчета
Будем считать, что при номинальном режиме работы генератор газов
со свободно движущимися поршнями имеет следующие основные параметры:
Степень сжатия е цилиндра сгорания................... 10
Давление рг генерированных газов в ата...............4,0
Давление рк воздуха после компрессора в ата.........4,48
Давление ра воздуха в момент начала сжатия в цилинд-
ре сгорания в ата ... ................• ... 4,24
Степень повышения давления X........................1,4
Коэффициент остаточных газов 7......................0,05
Показатель линии сжатия ............................1,33
Температура Тс конца сжатия в ° абс. ... •..........1000
Давление сгорания pz в кг!см2....................... 127
Коэффициент избытка воздуха генераторного режима аг . 3,48
Коэффициент избытка продувочного воздуха на номи-
нальном режиме.....................................1,5
180
Рассмотрим работу генераторов газов при ходе поршня 80, 90, 100, ПО
и 120% от номинального значения, принятого за 100%.
В табл. И приведены средние индикаторные давления для пяти значе-
ний коэффициента избытка воздуха. По результатам расчета построены кри-
Таблица 11
Определение среднего индикаторного давления цилиндра
сгорания, отнесенного к полезной части хода поршня
Показатели Размерность Расчетные значения а?
2,0 3,0 | 3,48 । | 4,0 5,0
Ро 1,032 1,022 1,020 1,017 1,013
Р — 1,031 1,021 1,019 1,016 1,012
Tz ° абс. 1845 1605 1535 1480 1405
р — 1,358 1,171 1,120 1,074 1.016
а — 7,36 8,54 8,93 9,32 9,85
п — 1,250 1,265 1,270 1,280 1,285
ТЬ ° абс. 1120 908 850 793 732
Рь кг/см2 10,48 8,42 7,90 7,28 6,72
а"*-1 — 1,647 1,767 1,810 1,869 1,91
pt кг/см2 18,93 13,19 11,26 9,88 7,82
вые изменения среднего индикаторного давления, температуры конца види-
мого сгорания, температуры и давления газов конца видимого сгорания
и температуры и давления газов конца расширения в цилиндре сгорания
в зависимости от коэффициента избытка воздуха (фиг. 90).
На фиг. 91 построены две индикатор-
ные диаграммы поршневого компрессора
при разной длине хода поршня и постоян-
Фиг. 90. Зависимость темпера-
тур и давлений от коэффици-
ента избытка воздуха.
Фиг. 91. Вид индикаторных диаграмм
поршневого компрессора при разной
длине хода поршня.
ном давлении нагнетания. На номинальном режиме работы относительная
величина мертвого пространства компрессора ан= 0,035.
181
В табл. 12 и на фиг. 92 представлена характеристика работы генератора
газов при разной длине хода поршня, выраженной в процентах от хода
Таблица 12
Характеристика работы генератора газов при разной длине
хода поршня
Показатель Размерность Расчетные значения
5 а К Pt аг <? GT Юн а£0(1 + 7) Тг {zacv-\-1,985) тг Р & «2 й"2 — 1 ТЬ Рь k Тг Тг т, % % % кг/см2 кг газа 80 4,4 0,905 78,3 8,82 4,40 0,933 59,8 3720 11000 1450 1,047 9,55 1,280 1,884 770 7,06 1,33 669 669 467 32,2 90 3,9 0,917 89,2 10,04 3,91 1,19 67,7 4180 11365 1480 1,075 9,31 1,275 1,845 802 7,39 1,32 691 656 457 36,4 100 3,5 0,925 100 11,26 3,48 1,50 75,8 4707 11900 1535 1,120 8,92 1,270 1,820 850 7,90 1,31 724 625 435 39,2 ПО 3,2 0,931 110,6 12,45 3,17 1,82 83,6 5150 12290 1575 1,148 8,71 1,270 1,795 878 8,13 1,30 745 620 430 42,3 120 2,9 0,938 121,7 13,70 2,90 2,19 92,0 5640 12770 1620 1,181 8,47 1,265 1,782 910 8,41 1,29 770 607 424 44,1
кг топлива ккал/молъ ккал/молъ ° абс. 0 абс. кг1см2 ° абс. ° абс. ° абс. %
поршня на номинальном режиме, и при постоянном давлении газов рг =
= 4 ата. При этом были сделаны следующие допущения:
1) давление pi начала сжатия не зависит от длины хода поршня и во
всех случаях принято равным 0,9 ата;
2) показатели политроп сжатия и расширения остаются постоянными для
всех ходов поршня компрессора;
3) степень повышения давления в компрессоре не зависит от длины
хода поршня; давление нагнетания р2 = 4,48 ата.
Генератор газов со свободно движущимися поршнями работает на но-
минальном режиме при давлении газов перед турбиной 4 ата и коэффи-
циенте избытка воздуха аг = 3,48, что соответствовало среднему индикатор-
ному давлению, отнесенному к полезной части хода, pt = 11,26 кг/см2. Для
нахождения среднего индикаторного давления для режимов, отличных от
номинального, достаточно среднее индикаторное давление номинального ре-
жима умножить на мощность компрессора в процентах от номинальной
мощности. По величине среднего индикаторного давления находим коэффи-
циент избытка воздуха генераторного режима (фиг. 90), соответствующий
данной длине хода поршня.
182
После этого по формуле (71) легко подсчитывается вес генерированных
газов, получаемых при сжигании 1 кг топлива в цилиндре сгорания при раз-
личных длинах хода поршня.
Коэффициент избытка продувочного воздуха при уменьшении хода пор-
шня уменьшается. При ходе поршня 80% от номинального, в результате
уменьшения давления генерированных газов, коэффициент избытка продувоч-
ного воздуха становится меньше единицы. Характеристика работы генера-
тора газов со свободно движущимися поршнями строится при постоянном
давлении газов перед турбиной, поэтому
режим работы при 80 %-ном ходе поршня
дальше не рассматривается.
Характеристики показывают, что с уве-
личением длины хода поршня к. п. д. ге-
нератора возрастает. При этом коэффи-
циент избытка воздуха генераторного ре-
жима уменьшается, что вызывает увеличе-
ние температуры конца видимого сгорания
и температуры конца расширения в цилин-
дре сгорания генератора. Однако за счет
большего коэффициента избытка проду-
вочного воздуха при увеличении хода пор-
шня, общая температура смеси продуктов
сгорания и избытка продувочного возду-
ха уменьшается с 669° абс. при длине хо-
да поршня равной 80% от номинального
хода до 607° абс. при длине хода поршня
равной 120% от номинального.
Фиг. 92. Характеристики ра-
боты генератора газа со
свободно движущимися
поршнями при разной дли-
не хода поршня.
Характеристика работы генера-
торов газов была найдена при по-
стоянных потерях давления в впуск-
ных и выпускных окнах. В дейст-
вительности потери давления в ок-
нах зависят от количества протека-
ющего через окна газа, от его дав-
ления и от время-сечения окон. При
различных режимах эти факторы изменяются. Для приближен-
ной оценки потерь давлений в окнах можно определить сред-
нюю скорость воздуха или газа в
’°-’
окнах:
fср
где Св г — весовое количество
окна, в кг\
v — удельный объем
№
в.г
— среднее сечение
м/сек,
газа
окон
газа, протекающего через
в м^/кг;
Jcp ta
t0 — время открытия окон.
После подстановки средней скорости газа в окнах в формулу
Бернулли получим
В М2\

183
Для впускных ОКОН Ge2 = aoZQ, для выпускных окон
О = a<pZ,Q Н- 1 при сгорании в цилиндре 1 кг топлива за цикл. Для
нахождения действительного количества газов, проходящих
через окна, необходимо полученные значения G умножить
на количество топлива, подающегося в цилиндр за один цикл.
Время-сечение окон может быть найдено по конструктивным
размерам генератора и по числу циклов в минуту.
При построении характеристик генератора удобно исключить
коэффициент сопротивления окон из формулы Бернулли, задав-
шись потерями давления в окнах на номинальном режиме.
Тогда на другом режиме потери давления могут быть найдены
по формуле
V = ДЛ кг/м2-
VH^HaH \fcpt
При работе генератора газов с постоянным давлением гене-
рированных газов и при различной длине хода поршня отноше-
ние время-сечений можно ориентировочно считать пропорцио-
нальным отношению высот открытия окон:
fn hH
fcp
§ 32. ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ ГЕНЕРАТОРА ГАЗОВ СО СВОБОДНО
ДВИЖУЩИМИСЯ ПОРШНЯМИ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ ДАВЛЕНИЯХ
ГАЗА ПЕРЕД ТУРБИНОЙ
На фиг. 89, б приведены записи хода поршня генератора
GS-34 при различных давлениях газа перед турбиной. Как
видно из этих записей, степень сжатия в цилиндре сгорания
уменьшается с увеличением давления газа перед турбиной, а по-
ложение н. м. т. остается постоянным. При помощи стабилиза-
тора конечное давление конца сжатия в цилиндре сгорания
устанавливается постоянным. Это позволяет вывести формулу
для определения степени сжатия в цилиндре сгорания в зависи-
мости от давления генерированных газов.
Степенью сжатия называется отношение объема цилиндра
сгорания в момент закрытия окон к объему камеры сгорания.
Из формулы (59)
(208)
\Ра /
При постоянной величине давления конца сжатия степень
сжатия есть функция давления начала сжатия и показателя
политропы линии сжатия.
При изменении, хода поршня изменяется и относительная
величина мертвого пространства компрессора. Так как поло-
184
жение н. м. т. поршня генератора не меняется, можно написать
следующее очевидное равенство:
So + S _ S(a+1)
где S — ход поршня при любом давлении генерированных
газов;
SH — ход поршня при номинальном давлении генериро-
ванных газов, принятом рг, « = 4 ата\
с V „ *
50 = у— ход поршня, соответствующий объему мертвого
пространства при любом давлении генерированных
газов;
So. н — -jr — ход поршня, соответствующий объему мертвого
пространства при номинальном давлении генери-
рованного газа;
ан — относительная величина мертвого пространства
компрессора при номинальном режиме.
Из уравнения (209) получим формулу для нахождения отно-
сительной величины мертвого пространства компрессора:
a=4L(a« + 1)“L <210>
Величина объема цилиндра в момент закрытия окон принята
за 100%. Для других режимов объем камеры сгорания
Ve = ^- (211)
Ход поршня
Ун+Уп Уд-Ус + Уп
(212)
где Vn — объем, соответствующий потерянной доле хода; этот
объем при постоянном положении н. м. т. не изме-
няется;
V'h — полный рабочий объем;
-полезный рабочий объем, который изменяется в связи
с изменением объема камеры сгорания.
Из формулы (212) следует, что ход поршня зависит от вели-
чины объема камеры сгорания.
Степень сжатия воздуха в буферном цилиндре есть отноше-
ние максимального объема буферного цилиндра к минималь-
ному:
_ __ Уб max _ l^tfmin + P<sS ,010Х
6 ~ =-----’ 213)
v б min у б min
где Ftf—площадь поршня буфера.
185
При работе генератора со свободно движущимися поршнями
с постоянным давлением конца сжатия в цилиндре сгорания
минимальный объем буферного цилиндра остается постоянным.
Задаваясь степенью сжатия в буферном цилиндре на номиналь-
ном режиме е^.я,из уравнения (213) получим формулу для опре-
деления степени сжатия в буфере при любом режиме:
Р min + Г914Л
6~ б'н V6m}n + F6SH
Подача компрессора зависит от длины хода поршня и от
'объемного коэффициента подачи. Длина хода поршня компрес-
сора может быть определена по формуле
5 = ^г%, (215)
где за 100% принято расстояние от крышки цилиндра компрес-
сора до кромки поршня в начале хода сжатия. Это расстояние
при неизменном положении н. м. т. не изменяется.
Величина объемного коэффициента подачи компрессора на-
ходится по формуле (30).
Подача компрессора на номинальном режиме
Ок. н=== ^с. hSh ;
для любого режима
GK = c\cS.
Приняв подачу компрессора на номинальном режиме за
100%, получим из двух последних выражений формулу для по-
дачи компрессора при любом режиме:
0«-°‘"Й;=100х57%' (216>
Увеличение подачи компрессора при малых давлениях газа
леред турбиной вызывает соответствующее увеличение коэффи-
циента избытка продувочного воздуха.
Количество воздуха, остающееся в цилиндре сгорания после
закрытия окон,
6 #Та 1+т- Vй)
Коэффициент избытка продувочного воздуха есть отношение
количества воздуха, подаваемого компрессором, к воздуху, ос-
тающемуся в цилиндре сгорания
GK
сад
186
Для номинального режима работы коэффициент избытка
продувочного воздуха
о __ @к. н _ RTa н
10% Hv + ^°к- “
Из двух последних уравнений получим формулу для опреде-
ления коэффициента избытка продувочного воздуха для любого
режима
О* Ра. н /П1П\
T = ?„G----------(219)
^к. н * а. н г а
По давлению сжатия возуха в компрессоре и по известным
параметрам воздуха в цилиндре сгорания в момент начала сжа-
тия определяется среднее индикаторное давление в цилиндре сго-
рания, отнесенное к полезной части хода, необходимое для сжатия
воздуха в компрессоре. Расчет производится по формуле (100),
По величине среднего индикаторного давления в цилиндре
сгорания находится коэффициент избытка воздуха генератор-
ного режима. Для этого по уравнению (66) находим степень
предварительного расширения и после этого температуру конца
видимого сгорания по формуле (65). Из формулы (109) по най-
денным величинам находится коэффициент избытка воздуха ге-
нераторного режима, обеспечивающий в цилиндре сгорания гене-
ратора необходимое среднее индикаторное давление, отнесен-
ное к полезной части хода поршня.
Для построения характеристики работы генератора газов
при различных давлениях перед турбиной необходимо знать
параметры газа перед турбиной и к. п. д. генератора. Для опре-
деления температуры газов перед турбиной необходимо найти
температуру» и давление продуктов сгорания в конце расшире-
ния в цилиндре сгорания. Температура продуктов сгорания
в конце дальнейшего расширения до давления газов перед тур-
биной определяется по формуле (114). После этого из уравне-
ния теплового баланса продуктов сгорания, продувочного воз-
духа и смеси продуктов сгорания и продувочного воздуха нахо-
дится температура газов перед турбиной. Расчет производится
по формуле (115).
Общее количество генерированных газов перед турбиной,
получаемых при сжигании 1 кг топлива в цилиндре сгорания
генератора газов, находится по формуле (92). К. п. д. генератора
газов определяется из выражения (110). Расчеты показывают,
что с увеличением давления газов перед турбиной к. п. д. гене-
ратора возрастает. При этом уменьшается весовое количество
газов, полученное при сгорании 1 кг топлива в цилиндре сгора-
ния генератора. Мощность турбины при адиабатическом расши-
рении в ней газа, полученного при сгорании 1 кг топлива,
7Vr=Or с-1кг- (22°)
187
Результаты расчетов показывают, что мощность установки
возрастает с увеличением давления генерированных газов, не-
Фиг. 93. Изменение в генера-
торе числа циклов в минуту в
зависимости от давления ге-
нерированных газов:
1 — минимальный ход; 2 — максималь-
ный ход.
смотря на уменьшение количест-
ва газов.
Повышение давления генери-
рованных газов вызывает увели-
чение их температуры. Однако
температура генерированных га-
зов значительно ниже, чем в тур-
бинах с постоянным давлением
сгорания, что является одним из
существенных преимуществ ком-
бинированных двигателей.
Характеристика механическо-
го генератора газов со свободно
движущимися поршнями будет
неполной, если не отметить зави-
симости числа циклов генера-
тора в минуту от давления газов перед турбиной. Действитель-
но, изменение давления генерированных газов сильно влияет
Фиг. 94. Зависимость пара-
метров генератора сжатых
газов от давления газов
перед турбиной.
Фиг. 95. Характеристики
работы генератора газа со
свободно движущимися
поршнями при разных дав-
лениях генерированных га-
зов.
на протекание процесса в компрессоре и цилиндре сгорания.
В результате изменяется число циклов в минуту. Для опреде-
188
ления числа циклов генератора при различных давлениях газа
перед турбиной можно воспользоваться графическим методом,
изложенным выше. На фиг. 93 показано изменение числа цик-
лов генератора в минуту в зависимости от давления газов перед
турбиной, при максимальной степени сжатия для максималь-
ного и минимального хода поршня. Кривые были получены при
испытании генератора GS-34 [41].
На табл. 13 и фиг. 94, 95 приведены результаты расчетов по данным
габл. би 13, при относительной величине вредного пространства в ком-
прессоре для номинального режима а н= 0,08, при давлении конца сжатия
у
/?с=90,8 ата, объеме камеры сгорания на компактном режиме Vc = -у— ,
механическом к. п. д. цилиндра сгорания 0,9 и к. п. д. компрессора 0,85.
Таблица 13
Характеристика работы генератора газов при различных
давлениях газа перед турбиной
Показатель Размерность Расчетные величины
Рг £ а К S н. <р Pi р т2 «2 & ТЬ Рь Тг л 4 /2 п G-p Че NT ата % % от Va Н И KZjCM2 ° абс. ° абс. кг/см2 ° абс. • абс. ккал/молъ ккал/молъ кг/кг % л. с./кг 2 16,56 5,0 3,10 6,04 0,934 95,2 125,8 3,09 7,32 1,20 1598 2,92 13,80 787 4,54 648 467 2600 384 1950 1,39 130,6 29,2 4,63 3 12,39 6,7 3,04 8,08 0,852 93,7 112,8 2,08 9,85 1,13 1530 3,40 10,96 803 6,06 681 548 3160 407 2100 1,37 102,3 37,4 5,91 4 10,00 8,0 3,00 10,00 0,764 92,6 100 1,50 11,26 1,12 1535 3,48 8,92 850 7,90 724 615 3740 429 2240 1,35 75,6 39,2 6,19 5 8,47 10,0 2,95 11,81 0,634 90,1 80,9 1,03 11,10 1,06 1470 4,15 7,99 838 9,05 728 724 4560 481 2660 1,34 62,1 40,7 6,43 6 7,38 11,5 2,91 13,55 0,496 89,6 62,8 0,70
ГЛАВА IX
РАСЧЕТ ТУРБИНЫ КОМБИНИРОВАННОЙ УСТАНОВКИ
§ 33. ИСТЕЧЕНИЕ ГАЗА ИЗ СОПЛА
При расширении газа в сопле
давления р2 газ совершает работу,
(фиг. 96) от давления рх до
которая идет на увеличение
скорости движения частиц
газа. При расширении газа
без теплообмена линия рас-
ширения АВ будет адиаба-
той. Соответствующая ра-
бота адиабатического рас-
ширения газа
L=~k^ х
k-1
(221)
На фиг. 96 эта работа
равна заштрихованной пло-
щадке.
При отсутствии потерь
увеличение кинетической
энергии газа вследствие
увеличения его скорости
Zq i
—2— кгм,
(222)
где с — скорость газа после выхода из сопла в м/сек;
с0 — скорость газа при подходе к соплу в м/сек;
i0 и i — теплосодержание газа до и после сопла.
Скорость газа при подходе к соплу во многих случаях можно
считать равной нулю. Приравняв работу адиабатического рас-
ширения газа к увеличению его кинетической энергии, получим.
190
формулу для определения скорости истечения газа и®
сопла:
С = <р V 2g а21 1 - (v-) k
к 1 L \ Pi /
— <Р ]/2g м]сек,
(223)
где <p —скоростной коэффициент с учетом потерь истечения.
Для турбин комбинированных двигателей <р = 0,95.
Фиг, 97. Зависимость скорости истечения газа из
сопла от адиабатического теплоперепада для раз-
ных значений скоростных коэффициентов.
По формуле (223) на фиг. 97 построены соответствующие*'
кривые.
По заданной площади поперечного сечения сопла можно
определить расход газа через сопло
= (224)
Подставляя в последнее уравнение значение скорости по
формуле (223) и значение удельного объема в конце расши-
рения т/2 = (^) > получим

Pi
Л+1
кг/сек.
(225)
Расход газа есть функция отношения давлений
Р1
первую производную от подкоренного выражения по
Взяв
этому
191
отношению и приравняв ее нулю, получим отношение давлений,
при котором расход достигает максимальной величины:
К
I) /2 V—1
о ГКр I --------Z.-)
P*P = -^- = ^ + iy
(226)
Отношение давлений, при котором наступает максимальный
расход, называется критическим отношением давлений. Для
Фиг. 98. Зависимость коэффициента ф от перепада
давлений в сопле.
воздуха k= 1,4 и критическое отношение давлений (3^ = 0,528-.
Для горячих газов k = 1,3 и критическое отношение давлений
= 0,546.
Для всех случаев, когда давление р2^>ркр, давление в вы-
ходном сечении сопла равно давлению р%- Для случаев, когда
p2<ZPKp> давление в выходном сечении неравно давлению р2,
а остается равным критическому давлению- В соответствии
с этим различают надкритическое и подкритическое истечение.
Критическое отношение давлений связано с максимальным
расходом и максимальной скоростью выхода газа из сопла. Под-
192
ставляя величину критического отношения давлений в формулу
(223), найдем критическую скорость газа при его расширении
до критического давления:
скр = ]/ 2g м/сек. (227)
Таким образом, при истечении газа из суживающегося
сопла скорость его истечения не может быть больше критиче-
ской скорости.
Для упрощения определения
расхода газа формулу (225) можно
представить в виде
Gc~ Укг/сек,
Величина ф для двух значений
показателей адиабатического рас-
ширения в сопле может быть най-
дена по известному перепаду давле-
ний (фиг. 98).
Фиг. 99. Процесс истечения га-
за из сопла Лаваля.
В суживающихся соплах можно получить только критиче-
скую скорость истечения газа. Если давление за соплом будет
меньше критического, то газ в сопле расширяется только до
критического давления и часть энергии газа остается неисполь-
зованной. Инженер Лаваль (Швеция) предложил специальное
сопло, позволяющее использовать всю работу расширения газа
для получения скоростей истечения из сопла, больших критиче-
ской скорости (фиг- 99).
Чтобы газ не отрывался от стенок и не образовывалось бы
завихривания, угол конуса расширяющейся части сопла
делается от 8 до 12°.
§ 34. ДЕЙСТВИЕ СТРУИ ГАЗА НА РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ ТУРБИНЫ
Действие газа на лопатки турбины показано на фиг. 100.
При расширении газа в сопловом аппарате турбины он приоб-
ретает скорость С\. Эта скорость направлена не под углом ас
выхода из сопла, а под углом
ai = ac + 8, (229)
где 8 — угол отклонения струи в косом срезе.
13 Зак. 3/699
193
Действие косого среза сопла объясняется так. В минималь-
ном сечении сопла АВ устанавливается критическое давление.
Вдоль стенки сопла ВС давление постепенно падает до давле-
ния газа в зазоре. В точке А давление резко падает до давле-
ния в зазоре. Расширение газа вдоль стенки ВС вызовет откло-
Фиг. 100. Действие струи газа
на рабочие лопатки турбины.
нение всей струи на угол S. В
результате поворота струи ее
ширина увеличивается, что вы-
зывает дальнейшее расширение
газа и увеличение скорости исте-
чения газа из сопла.
Величина отклонения потока
в косом срезе определяется из
формулы
8 = arcsin sin oQ — ас, (230)
где ф и <\>Кр — коэффициенты, опре-
деляемые по фиг. 98 для отно-
шения давления перед соплом
к давлению после сопла и для
критического отношения давле-
ний.
В газовых турбинах, приме-
няемых для комбинированных
двигателей, используют суживаю-
щиеся сопла с косым срезом для
дополнительного расширения га-
за. Эти сопла хорошо работают
при различных режимах, в то
время как у расширяющихся со-
пел к. п.д. на режимах, отличаю-
щихся от расчетного, падает [14].
Газ поступает на лопатки тур-
бины со скоростью Ci, направ-
ленной под углом си к плоскости колеса. Для безударного входа
струи на лопатку турбины угол входа лопатки должен быть ра-
вен Рь Обозначим окружную скорость лопаток турбины бук-
вой и. Тогда относительная скорость газа при входе на ло-
патки
= ci — ui-
(231)
Эта скорость должна совпадать по направлению с углом
входа на рабочую лопатку турбины. Уравнение (231) изображено
на фиг. 100 в виде треугольника скоростей, по которому можно*
найти угол входа на лопатку турбины.
194
Газ проходит по меж лопаточному каналу рабочего колеса
турбины. На входе в рабочее колесо его относительная скорость
равна W\. При выходе газа из рабочего колеса его относительная
скорость достигает величины w2, которая больше первоначаль-
ной скорости wif так как в межлопаточном канале рабочего ко-
леса газ расширяется. Абсолютная скорость выхода газа из
рабочего колеса определяется из тре-
угольника скоростей
c2 = w2-}~ii. (232)
По второму закону Ньютона раз-
ность количества движения равна им-
пульсу движущей силы:
-^-(Cjcosai — с2 cos a2) = (233)
где Gc — секундный расход газа;
Ра — окружное усилие.
Секундная работа равна произведе-
нию силы на скорость
^'uz=puu=^ (CiCosaj—c2cosa2). (234)
Фиг. 101. Процесс расшире-
ния газа в турбине на теп-
ловой диаграмме.
Работа 1 кг газа на окружности
колеса
Lu = -^ (сi cos ax — с2 cos a2) кгм/кг.
(235)
Из треугольников скоростей (фиг. 100) следует
2СCOS at = с\ Ц- U? —
2с2и cos a2 = 4- u2 — w2.
Используя эти соотношения, получим
— W1
+ (236)
Расчет турбины удобно производить с помощью тепловой
диаграммы (фиг. 101).
Общий теплоперепад в одной ступени турбины
Н=1ц — /ц ккал/кг (237)
разбивается на теплоперепад в сопловом аппарате
Л1 = — Л ккал)кг (238)
13*
195
и на теплоперепад на рабочем колесе турбины
Д2 = — /и ккал^кг, (239)
который затрачивается на увеличение относительной скорости
при движении газа по межлопаточному каналу
w2 = ф j/^2 + h2 м^сек, (240)
где ф — коэффициент потерь скорости.
Коэффициент потерь скорости зависит от угла поворота струи
в межлопаточном канале, определяемом суммой углов входа
и выхода с лопаток. Для суммы углов Pi + ₽2 = 60 -4-80° можно
принять коэффициент потерь скорости ф == 0,90 -г- 0,95.
Потери в сопловом аппарате на тепловой диаграмме изобра-
жаются отрезком
с2 / 1
ii = Д — ---1 у ккал^кг, (241)
где 9 — коэффициент скорости, который для фрезерованных
сопел равен 0,94—0,97.
Потери с выходной скоростью
ДЛ2 = /2 — /и = Д — ккал 1кг. (242)
Распределение общего перепада тепла одной ступени между
сопловым аппаратом и рабочими лопатками турбины опреде-
ляется степенью реактивности. Степень реактивности есть отно-
шение теплоперепада на рабочем колесе турбины к общему теп-
лоперепаду
₽=-#• <243)
Проф. В. В. Уваров показал, что степень реактивности пере-
менна по высоте лопатки. Практически расчет выполняют по
средней высоте лопаток [20]. Обычно выбирают р = 0,5. При этом
Ci = w2 и С2 = йУ1. В этом случае работа 1 кг газа на окружно-
сти колеса турбины
с2-с2
Lu = —2 кгм/кг. (244)
В тепловой диаграмме та же работа
К*о — *1) — 02 — /„)] KZMjKZ. (245)
В турбопоршневых двигателях газовые турбины обычно мно-
гоступенчатые, что повышает к. п. д. турбины в связи с использо-
196
ванием выходной скорости предыдущей степени и использованием
прироста теплосодержания от потерь в предыдущей ступени.
Количество ступеней в многоступенчатой турбине опреде-
ляется по формуле
Яо(1 + *)
Н
где Hq общий адиабатический теплоперепад в турбине при
расширении газа до атмосферного давления;
а — коэффициент возврата тепла, равный 0,03—0,08.
К. п. д. одной ступени турбины при р = 0,5
формулой
(z’o /j) (z2 zn)
Для многоступенчатой турбины общий к. п. д.
7lr==7lem(1 +а)-
выражается
(247)
(248)
§ 35. РЕШЕТКИ ТУРБИННЫХ ПРОФИЛЕЙ
Сечение турбинных лопаток по цилиндрической поверхности
может быть развернуто в плоскости. Развертка образует целый
ряд сечений турбинных лопаток, расположенных на расстоянии
шага одна от другой. Та-
кая развертка называется
плоской решеткой турбин-
ных профилей.
По заданному углу вхо-
да и выхода сечение турбин-
ной лопатки в решетке про-
филей может быть построе-
но по методу профессора
У Чжун-Ху а (Китай) [39].
Для рассмотрения пото-
ка газа, проходящего через
турбинную решетку, вос-
пользуемся уравнениями
для сжимаемой жидкости.
Разобьем весь поток на ряд
линий тока. Каждая части-
ца газа, проходящая по ли-
Фиг. 102. Средняя линия тока, делящая
расход газа в межлопаточном канале
пополам.
нии тока, имеет скорость, направленную по касательной к линии
тока. В случае установившегося движения траектория этого
газа будет совпадать с линией тока.
Из всех линий тока межлопаточного канала выберем ту, ко-
торая делит весь расход в канале пополам. Эту линию тока будем
называть средней (фиг. 102).
197
Для установившегося движения газа уравнение неразрывно-
сти для двухмерного пространства можно записать в виде диф-
ференциального уравнения
dz ‘ dy ’
(249)
где р =— плотность в кг сек2[м\
<wz — осевая скорость частиц газа, параллельная оси тур-
бины, в м/сек;
wy — тангенциальная скорость частиц газа, параллель-
ная плоскости колеса турбины, в м/сек.
Из аэродинамики известно, что условие отсутствия в газе
вихрей может быть записано в следующей форме [3]:
Уравнение адиабаты для газа может быть представлено в
виде
p = A?k, (251)
где А — постоянная величина;
k — отношение теплоемкости при постоянном давлении
к теплоемкости при постоянном объеме.
Рассмотрим поток газа вдоль средней линии тока (фиг. 102).
Уравнение линии тока можно записать в общем виде в форме
уравнения кривой на плоскости
S(^,j/)=O. (252)
После дифференцирования последнего выражения получим
^dz+^dy = Q_ (253)
При этом удобно рассматривать какую-либо величину q на
этой линии как функцию только одной переменной. В качестве
такой переменной выберем z, тогда
[z; y(z)].
Полная производная q по z
dq dq dq dy
dz dz r dy dz ’
Из уравнения (253) следует, что
^L = _2L = ^ = t„3
dz dS wz 8 r-
(254)
(255)
198
Подставляя значение tgP в уравнение (255), получим
# = + (256)
dz dz 1 ду & “ ' '
Пользуясь последним выражением, найдем
д (pa>z) d (ра>г) _ д (ра>г) , «
dz dz ду
(257)
Подставим уравнение (257) в
d (рюг) , д (pwy)
dz
(258)
уравнение неразрывности
-----
ду ду ь г
Аналогично получаем уравнение отсутствия вихрей
dWy dwz dwv
-^tg₽ = O.
dz ду ду ь г
(259)
При адиабатическом расширении частицы газа ее теплосо-
держание уменьшается, а скорость движения увеличивается.
Сумма теплосодержания и кинетической энергии остается при
этом постоянной и равной теплосодержанию заторможенного по-
тока в любом сечении:
Р = 1 + А^ = срТ + А^. (260)
Отношение плотности в любой точке средней линии тока
к плотности на входе р0 выразим через отношение соответствую-
щих температур

(261)
По известной скорости в данной точке из формулы (260) мо-
жет быть найдена температура газа в этой точке и по уравнению
(261) определена соответствующая плотность.
Исследования показали, что форма средней линии тока при-
мерно повторяет форму средней линии канала, но располагается
ближе к поверхности разрежений у выпуклой части лопатки. При
этом оказалось, что изменение составляющей плотности тока
pw2 на средней линии тока примерно следует за изменением ши-
рины канала в направлении плоскости колес- На фиг. 103 пока-
зана кривая 1 изменения относительной толщины лопатки
t
t-P ’
где £ — шаг или расстояние между профилями;
р — толщина лопатки.
199
На том же графике показаны кривые отношений составляю-
щей плотности тока pw2 на средней линии тока к составляющей
плотности тока перед каналом. Кривая 2 построена для
числа М = 0, а кривая 3 — для числа М = 0,42.
По изменению плотности тока pw2 и по форме средней линии
тока или ее наклона tgp с помощью фиг. 104 определяется плот-
ность. Получив плотности на средней линии тока, легко найдем
Фиг. 103. Сравнение изменения плотно-
сти тока вдоль средней линии тока и
относительной ширины канала:
1 — изменение относительной толщины лопатки;
pw
2 — изменение отношения-----— для числа М = 0
P0W20
на входе; 3 — изменение отношения------— для
числа Ж = 0,42.
Фиг. 104. Зависимость относитель-
ной плотности газа от величины
(p*w2* sec Р)2.
с координатами г6 и у —
= 1,0922 (фиг. 102). Нак-
лон средней линии тока в
этой точке tg |3 = 0,1580. По
таблицам тригонометрических величин находим р = 8,979° и
cos2 0 = 0,9757. Из относительной толщины лопатки получаем
рХ
Po®zo
t
t—p
1,541.
По величине cosip = 2,3747 на фиг. 104 находится относи-
тельная плотность р* = -~ = 0,9563. Компонента скорости в на-
правлении оси z находится по формуле
W, Р W
W, = — = X
z wza Р*
1,541
0,9563
1,611.
Компонента скорости в направлении оси у
w* = —I- = W* tg Р = 1,611 • о, 1580 = 0,2546.
200
Аналогично находятся компоненты скорости для других точек
средней линии тока.
Изменение параметров газа в направлении шага решетки на-
ходят, применяя ряды. Полное изменение любого параметра
газа q по сечению канала можно получить разложением его
в ряд Тейлора по у — ут, используя различные производные, по-
лученные для средней линии тока:
(>)_ + (262)
Для получения необходи-
мой в практических расчетах
точности вполне достаточно
ограничиться тремя первыми
членами этого ряда.
Фиг. 106. Зависимость относи-
тельной плотности газа от отно-
W
шения скоростей ~.
Фиг. 105. Изменение осевой скоро-
сти по каналу (число М = 0,42 на
входе).
Уравнения (249), (250) и (251) непосредственно дают первые
производные от w2 и wy в направлении оси у, выраженные через
известные дифференциальные на средней линии тока:
1 rf(pa'z)
р dz
tgP cos2P;
(263)
dwz
~ду~
dwy
dz
1 d (P^z) 1 , D
-----— COS2 8.
p dz J r
(264)
Частные производные второго порядка могут быть получены
из уравнения неразрывности (249) с учетом соотношения (257).
На фиг. 105 показано изменение осевой скорости по каналу ре-
шетки, полученное указанным способом при М — 0,42.
201
Профиль лопатки определяют, пользуясь формулой массового
расхода. Для ряда сечений массовый расход, проходящий между
точками ут и у, вычисляются как функция у по формуле
У
М — J рдаг//у.
Ут
(265)
В табл. 14 приведен расчет массового расхода для сечения z6
<фиг. 102). Значения плотности для различных точек канала
<>иг. 107. Построение профилей лопаток
турбины по средней линии тока для
двух значений числа М на входе:
1 - М = 0; 2- М == 0,42.
нию. Поверхность пониженного
жидкости располагается дальше от
определяются по скорости
л W
с помощью гра-
фика на фиг. 106.
По табл. 14 можно най-
ти положение стенок канала
для сечения г6. Для этого
находят значения координа-
ты у для половинного рас-
хода в ту и другую сторону
от средней линии тока, па-
раметры которой обозначе-
ны жирным шрифтом. На
фиг. 107 построены два про-
филя лопаток для сжимае-
мой и несжимаемой жидко-
сти. Оба профиля имеют
одинаковую среднюю ли-
давления для сжимаемой
средней линии тока. Это со-
гласуется с экспериментальными исследованиями.
Таблица 14
Вычисление массового расхода в сечении z6 (фиг. 102)
при hys = 0,0937 и Дур = 0,1316
У V wy* w* ₽* p*W2* м
1,6186 1,0282 0,3198 1,1595 1,0314 1,0605 0,6498
1,4870 1,0687 0,2369 1,1982 1,0294 1,1001 0,5083
1,3554 1,1794 0,1984 1,4303 1,0177 1,2003 0,3576
1,2238 1,3603 0,2043 1,8898 0,9944 1,3527 0,1900
1,0922 1,6114 0,2546 2,6614 0,9563 1,5410 0
0,9985 1,8330 0,3171 3,4604 0,9175 1,6818 0,1511
0,9048 2,0902 0,4022 4,5307 0,8670 1,8122 0,3148
0,8111 2,3830 0,5099 5,9387 0,8038 1,9155 0,4898
0,7174 2,7114 0,6402 7,7615 0,7268 1,9706 0,6723
202
§ 36. РАСЧЕТ ТУРБИНЫ КОМБИНИРОВАННОГО ДВИГАТЕЛЯ
При расчете цилиндра сгорания комбинированного двигателя
устанавливается расход газа и его температура перед турбиной.
Качество газа определяется его коэффициентом избытка воздуха.
Коэффициент избытка воздуха для газа в турбине равен произ-
ведению коэффициента избытка продувочного воздуха на коэф-
фициент избытка воздуха в цилиндре сгорания комбинированного
двигателя:
аг = f®.
(266)
По этим данным производится расчет газовой турбины.
Определение числа ступеней. Адиабатический теплоперепад
турбины находится по формуле
иад = f1 — (77) к ] ккал\кг,
(267.)
где k — показатель адиабатического расширения газа в тур-
бине, определяемый (см. фиг. 52) по средней темпе-
ратуре.
Температура газа Т2 в конце адиабатического расширения
находится по формуле (74). В турбине процесс расширения от-
клоняется от адиабатического. Это отклонение определяется
адиабатическим к. п. д-, учитывающим потери энергии в соплах
и на рабочем колесе турбины. Адиабатическим к. п. д. пред-
варительно задаются в пределах 0,88—0,90. Зная адиабатиче-
ский к. п. д. турбины, находят температуру газа после тур-
бины:
^=Л“ЧЖ--Ч = Л|1-Ч,Д|-(к) ']) !268»
После этого определяют удельный объем газа после послед-
ней ступени:
RT’
=-------
1Орг •
(269)
Выбор числа ступеней турбины зависит от величины общего
теплового перепада. Для получения оптимального к. п. д. турбины
значение отношения окружной скорости к абсолютной скорости
газа на выходе из сопла должно иметь вполне определенное зна-
чение. Для реактивных турбин значение — = 0,6-:- 1,0. Макси-
мальная окружная скорость определяется из условий прочности.
Для турбин с барабанной конструкцией ротора принимают обыч-
203
но максимальную окружную скорость 150—160 м/сек, для дис-
ковой конструкции ротора окружную скорость можно принимать
до 300 м/сек- Задавшись окружной скоростью, можно предвари-
тельно найти скорость газа:
и ,
Сад — 0,61,0 м1сек-
(270)
Степенью реактивности турбины обычно задаются. Это позво-
ляет приближенно найти теплоперепад, который должен сраба-
тываться в одной ступени:
с2
нст = А^г^ккал1кг- (271)
Число ступеней турбины определяется делением общего теп-
лоперепада на теплоперепад одной ступени
г = ^-(1+а). (272)
Нет
Диаграмма изменения состояния газа в турбине. После вы-
бора числа ступеней переходят к детальному расчету турбины.
Для удобства расчетов отдельных ступеней турбины целесооб-
разно построить диаграмму изменения состояния газа в зависи-
мости от суммы адиабатических теплоперепадов по ступеням
турбины, которая определяется по формуле
H=zHcm. (273)
По оси абсцисс диаграммы (фиг. 108) откладывают
сумму тепловых перепадов на всех ступенях. По оси ор-
динат — давления, температуры и удельные объемы газа
в турбине.
Выведем уравнение политропического изменения состояния
газа в турбине- По первому закону термодинамики адиабатиче-
ский теплоперепад
di cDdT dp dp
— = —— = Avdp = ART— = cv(k-\)T— ,
где di — бесконечно малый перепад тепла ступени при поли-
тропическом расширении.
После разделения переменных получим
dT ___ k — 1 dp
f ~ r‘ad ~k ~p •
(274)
204
Интегрирование последнего уравнения дает связь между дав-
лением и температурой при политропическом расширении газа
в турбине:
(275)
где и pj — температура и давление газа перед турбиной;
k — показатель адиабаты.
Фиг. 108. Диаграмма изменения состояния
газа в турбине.
Затем выбираем отношение температур с таким расчетом,
чтобы разбить тепловой перепад на число участков, равное
числу z ступеней:
2 / ’ 'р
/ Т /
а=у = <276)
где Тх — температура газа за ступенью;
Тх_,—температура газа перед ступенью.
Для каждого участка находится интервал температур
ДГ= Тх-г - Тх (277)
205
и средняя температура газа
Тср= Тх~^Тх . (278)
По средней температуре для каждого участка находится по-
казатель адиабаты по формуле
1,985 1,985
А: = — = И------------ 1 Н-------7—Т------г =
z0,9925(ln2k+l)
\ 98,1 /
где z — кажущееся число атомов, которое находится по коэф-
фициенту избытка воздуха для газа в турбине (фиг. 58).
Задавшись величиной к. п. д., из уравнения (275) находим
давление в конце каждого участка:
1__к
Рх=Рх-Л-^\адк'Х (280)
Удельный объем в конце каждого участка
= (281)
Теплоемкость газа для каждой ступени определяется по фор-
муле
1,985 Л Л _ z ( Тх < Тх ,
= — + о,"25 ТIrJ-r, '"тег -
т т \
— ~т--1П '98Т ]ккал1кг °абс., (282)
X—1 х /
где — молекулярный вес газа в турбине.
Адиабатический перепад тепла на каждом участке
ЛХ=^Д7’. (283)
Чад
В качестве примера в табл. 15 и на фиг. 108 показано измене-
ние состояния газа в семиступенчатой турбине при адиабатиче-
ском к. п.д. п^ = 0,88.
Разбивка общего теплоперепада по ступеням. После построе-
ния диаграммы изменения состояния газа в турбине можно про-
извести разбивку общего теплоперепада по ступеням.
206
Параметры газа в турбине
Таблица 15
Показатели Размер- ность Расчетные значения по ступеням
0 1 2 1 3 1 4 1 5 1 6 1 7
Тх ~ а^х—1 ° абс. 773 731 692 655 619 585 553 523
ТСр ° абс. — 752 711 673 637 602 569 538
ЬТ ° абс. — 42 39 37 36 34 32 30
ккал 0,283 0,281 0,276 0,272 0,268 0,264 0,259
Ср кг ° абс.
k k — — 1,320 1,325 1,330 1,340 1,345 1,350 1,360
k — 1 —— — 4,13 4,08 4,03 3,94 3,90 3,86 3,78
Рх кг/см2 6,0 4,62 3,58 2,77 2,16 1,69 1,32 1,04
vx м^/кг 0,379 0,466 0,568 0,695 0,842 1,00 1,23 1,48
^х ккал/кг — 13,65 12,6 11,72 11,25 10,48 9,7 8,95
Расход газа каждой ступени турбины один и тот же:
GT — ^- кг/сек, (284)
где с — скорость в м)сек\
v — удельный объем в м2{кг-,
fCm — проходная площадь сопел или межлопаточных кана-
лов рабочего колеса в м2.
Адиабатический теплоперепад любой ступени может быть вы-
ражен формулой
1 Ас2,
^ст = (1 —р) 2^ ' (285)
Скорость выхода газа из сопла может быть найдена через от-
и ~
ношение — и величину окружной скорости
ci
и ndrDn 1 , Л
C1 = 7ZT = “ёб—т м1сек- (286)
\ С1) 7Г
Подставляя значение скорости сг в уравнение (285), полу-
чим
Нст = 7Т~—г7 1 \2ккал!кг, (287)
ст (1 — р) 2^ср2 \ 60 / ( и \2 ' к '
\~ёГ/
где dcp — средний диаметр ступени в м\
л —число оборотов вала турбины в минуту;
Р — степень реактивности на среднем диаметре ступени.
207
Для всех ступеней турбины степень реактивности на среднем
диаметре турбины обычно считается постоянной. Из этого поло-
жения следует, что адиабатический теплоперепад в ступени про-
порционален квадрату среднего диаметра ступени. Это позволяет
найти теплоперепад по ступеням. Общий теплоперепад в тур-
бине будет пропорционален сумме квадратов средних диа-
метров:
= (288)
где k — коэффициент пропорциональности;
//0 —тепловой перепад, необходимый для сообщения потоку
скорости при входе в первый ряд направляющих ло-
паток; обычно /70 = О,3 ккал}кг.
На выходе из соплового аппарата площадь проходного сече-
ния находится из уравнения расхода (284):
/= (289)
Та же площадь может быть выражена через геометрические
размеры соплового аппарата:
hA. sin ouz h. sin a,
Ki--------’ (290)
где — высота лопатки в
z — число лопаток;
tx — шаг;
Кх — коэффициент сужения.
Коэффициент сужения учитывает перегородки, отделяющие
сопла друг от друга. При толщине выходной кромки Si коэффи-
циент сужения находится по формуле
^ = 17^37 • (291)
Приравнивая уравнения (289) и (290), получим формулу для
нахождения высоты лопатки
/^1- (292)
^dcpcx sin 04
Расстояние между входной и выходной кромками называется
хордой лопатки и обозначается буквой /. При проектировании
газовых турбин принято задаваться отношением шага к хорде
лопатки, которое характеризует густоту решетки. Эта вели-
чина
1 = 0,6-н 0,7.
208
Средний диаметр ступени определяется по величине допусти-
мой окружности скорости
(293)
Число лопаток находится по формуле
т^ср
После этого задаемся профилем проточной части турбины с
таким расчетом, чтобы отношение длины h лопатки последней
Фиг. 109. Эскиз проточной части семиступенчатой газовой турбины:
1 — VII — ступени турбины.
ступени к среднему диаметру dcp было в пределах
4 ’ 7 4
Высота лопатки последней ступени находится по формуле
(292). При этом удельный объем берется по диаграмме измене-
ния состояния газа для выходного сечения турбины. Угол <xi для
последней ступени обычно составляет 40—45°. На фиг. 109 дан
эскиз проточной части турбины с барабанной конструкцией ро-
тора, позволяющий найти диаметры всех ступеней. По известным
диаметрам ступеней по формуле (288) находится коэффициент
пропорциональности, после чего определяются теплоперепады по
ступеням в ккал/кг:
^=kdiPi + H0-,
"п“ИА;
H=kcP .
z cpz
14 Зак. 3/699
209
Расчет ступени по среднему диаметру. Для расчета, ступени
задаются степенью реактивности р на среднем диаметре в пре-
делах 0,3—0,5. По теплоперепаду, срабатываемому в ступени,
и степени реактивности находится абсолютная скорость истече-
ния газа из сопла с учетом скоростного коэффициента
= 91,5? /(1 — р) Нст = <fcad. (295)
где с^ — теоретическая скорость истечения из сопла в м/сек.
Окружная скорость на входе в рабочее колесо определяется
по формуле
Tzd pnTi
«! = —эд— м/сек. (296)
Отношение окружной скорости к абсолютной скорости вы-
хода газа из сопла
x = (297)
Угол наклона сопел по среднему диаметру находится по
формуле (292):
аср, — arc sin . (298)
’“’ер/ 1Л/
Конструктивный угол выхода из сопла должен быть меньше
на величину отклонения потока в косом срезе, которая опреде-
ляется по формуле (230). Для реактивных ступеней газовых
турбин проф. Г. С. Жирицкий рекомендует выполнять сопло
с углом наклона оси в пределах 18—25° [11].
Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки
турбины определяется из треугольника скоростей на входе
(фиг. 100):
— У cj+и2—2исх cosoij — clyr\-\-x2 — 2xcos04 м/сек. (299)
Угол входа на рабочие лопатки турбины
Pi = arc sin sin 04. (300)
Относительная скорость выхода газа с лопаток находится
с учетом расширения газа по формуле
— Ф + 8380р//ст = ф Vwi + ре2 м/сек, (301)
Для удобства расчетов введем обозначение
У = ^-. (302)
210
Параметры газа на выходе из ступени определяются по диа-
грамме изменения состояния газа в турбине.
Угол наклона относительной скорости выхода из лопаток
определяется по формуле
Sing2 = , (303)
где — удельный объем газа при выходе из рабочих лопаток.
Угол наклона относительной скорости выхода желательно
сделать минимальным, так как к. п. д. увеличивается с умень-
шением этого угла.
Абсолютная скорость газа на выходе из ступени опреде-
ляется из выходного треугольника скоростей по формуле
С2 = и? + 0/2 — 2uw2 cos Р2 =
= Cl /х2 + у2 — 2ху cos Р2 М1сек. (304)
Угол наклона абсолютной скорости выхода из лопаток на-
ходится из выражения
sin а2 = v2 sin ₽2- (305)
с2
Потеря энергии в сопле
hc = (1 — р) (1 — <[>2) Нст ккал/кг. (306)
По формуле проф. П. К- Казанджана [1] потеря энергии в ко-
лесе турбины
Лк=(1 — ф2) ^2(1 —р)_
— (2<р/Г—Рcos“1 -77) + р]нст ккал/кг. (307)
Адиабатический к. п. д. ступени
Н — h. — h,
_____ ст с к
У ад_т_т
пст
Полученное значение к. п. д. сравнивается с тем значением,
которое было принято для построения диаграммы изменения
состояния газа в турбине. При большой разнице этих к. п. д.
необходимо сделать перерасчет.
В современных турбинах для получения хорошего к. п. д.
не ограничиваются расчетом по среднему диаметру, а произво-
дят расчет ступени по высоте лопаток.
Расчет ступени по высоте лопаток. Радиальное движение
газа между лопатками турбинного колеса происходит под дей-
14*
211
ствием центробежной силы. Кинетическая энергия радиального
течения газа не может быть использована и создает дополни-
тельные потери. Для предотвращения этих потерь центробежные
силы должны быть уравновешены силами давления, которые
должны увеличиваться по мере возрастания радиуса.
Давление газа за рабочими лопатками почти постоянно по
высоте. Давление газа в зазоре между сопловым аппаратом
и рабочими лопатками турбины во избежание радиального пе-
ретекания газа должно увеличиваться. Поэтому лопатки проек-
тируют так, чтобы степень реактивности увеличивалась от корня
лопатки к вершине. При этом углы входа и выхода лопатки
изменяются по радиусу.
Проф. В. В. Уваров доказал [21], что радиальное равновесие
газа в зазоре между сопловыми и рабочими лопатками дости-
гается при постоянной по длине лопатки осевой составляющей
абсолютной скорости газа на выходе из сопла
с}а = const (309)
и при изменении окружной составляющей этой скорости обратно
пропорционально радиусу
ciu r — const. (310)
Профилирование лопаток по высоте производится по
результатам расчета ступени по среднему диаметру. Расчет
ведется для корневого, среднего и концевого сечения ло-
паток.
Радиус турбины, на котором располагаются корневые сече-
ния лопаток,
Радиус концевых сечений лопаток
Осевая составляющая абсолютной скорости газа в зазоре
между направляющими и рабочими лопатками турбины опре-
деляется по треугольнику скоростей (фиг. 100) для среднего
сечения:
^ia = ^iSina1 м/сек, (313)
Эта скорость остается постоянной по высоте лопатки.
Из уравнения (310) окружная составляющая скорости газа
в корневом сечении

(314)
212
л в концевом сечении лопатки
ciu = Ciu-p м/сек. (315)
По треугольнику скоростей на входе в колесо
tga! = -^-. (316)
Для корневого сечения лопатки
= <317)
для концевого сечения лопатки
tga; = ^-^ = <tga1. (318)
C1U г г
Абсолютная скорость газа на выходе из соплового аппарата
у корня лопатки
сJ м/сек (319)
Sin
и у концевого сечения лопатки
с”.— м/сек. (320)
Sin а1
По известным абсолютным скоростям газа и окружным ско-
ростям по формуле (299) находятся относительные скорости
входа газа на рабочие лопатки турбины для корневого и кон-
цевого сечений лопаток. После этого определяются углы входа
на рабочие лопатки турбины для тех же сечений по формуле
(300). По найденным элементам можно построить треугольник
входа. На фиг. ПО построены треугольники входа для корне-
вого, среднего и концевого сечений лопаток первой и восьмой
ступеней восьмиступенчатой турбины. Из треугольников скоро-
стей входа видно, что углы ai и 01 увеличиваются от основания
лопатки к периферии.
Перед определением элементов выходного треугольника ско-
ростей необходимо проверить степень реактивности по высоте
лопатки. За рабочими лопатками турбины давление газа по вы-
соте лопатки остается постоянным. Это свидетельствует о по-
стоянности теплоперепада в ступени на всех радиусах. Степень
реактивности находим из формулы (295) по величине теплопере-
пада в ступени и по абсолютной скорости газа. Для корневого
сечения лопатки
рЛ = 1 “ 83йО<р2//ся, • (321>
213
Фиг. НО. Входные и выходные треугольники скоростей:
а — первая ступень; б — восьмая ступень; 1 — у корня лопатки; 2 — на среднем радиусе; 3 — на периферии.
Для получения высокого к. п. д. турбины степень реактив-
ности в корневом сечении лопатки должна быть положительна.
Обычно принимается р'=0,1 -н 0,2. Для концевого сечения ло-
патки степень реактивности определяется по формуле
W2
(322)
К основанию лопатки скорость сг увеличивается. Это вызы-
вает уменьшение степени реактивности у корня лопатки. При
проектировании среднего сечения лопатки нужно для этого се-
чения выбирать степень реактивности достаточно большой,
чтобы не получить отрицательной степени реактивности у корня
лопатки. Отрицательная степень реактивности у корня ло-
патки означает, что в каналах между рабочими лопатками
у их корня течение газа происходит не с расширением, а
с сжатием, что вызывает дополнительные потери и снижение
к. п. д. турбины.
Проверив степень реактивности, переходят к определению
элементов выходного треугольника скоростей. Относительная
скорость выхода газа с рабочего колеса находится по формуле
(301) для корневого и концевого сечений лопатки.
Угол абсолютной скорости выхода из рабочего колеса для
корня лопатки
^<*2=7-^.
гср
Для концевого сечения лопатки
* ср
Абсолютная скорость выхода газа с колеса
г __ сча
2 Sin а2
(323)
(324)
(325)
Окружную скорость колеса находят по формуле (296) для
корневого и концевого сечений лопаток. По углу выхода, абсо-
лютной и окружной скорости строят треугольники скоростей
выхода для всех сечений. На фиг. ПО построены соответствую-
щие треугольники выхода для первой и восьмой ступеней вось-
миступенчатой турбины. Треугольники скоростей показывают,
что углы 02 увеличиваются от корня лопатки к периферии, а углы
02 несколько уменьшаются.
При проектировании желательно получить с2а = 0, что будет
свидетельствовать об отсутствии закрутки потока на выходе из
рабочих колес турбины-
215
Мощность и к. п. д. турбины. В каждой реальной машине
имеется целый ряд потерь. В газовой турбине имеются потери
на преодоление сопротивлений в сопловом аппарате и в каналах
между рабочими лопатками турбины. Большое значение в тур-
бинах имеют потери с выходной скоростью. Эти потери связаны
с тем, что уходя из турбины, газ имеет определенную кинети-
ческую энергию, которая не может быть использована. Потери
на преодоление сопротивлений и потери с выходной скоростью
оцениваются относительным к. п. д. турбины на окружности
рабочего колеса. Этот к. п. д. равен отношению работы, полу-
ченной на окружности колеса, к адиабатическому теплопере-
паду
(326)
Подставляя в последнюю формулу работу на окружности
колеса по уравнению (235) и величину адиабатического тепло-
перепала, выраженную через теоретическую скорость истечения,
получим
2и
>lu= ~2-(Gcosai + r2cosa2). (327)
сад
Из треугольника скоростей на выходе из колеса (фиг. 100)
имеем
с2 cos a2 = w2 cos p2 — и. (328)
Подставляя последнее выражение в формулу (327), получим
2tz
riu — —2-(q cos at — и + w2cosp2). (329)
cad
Так как сг = <эсад т/1 — р и относительная скорость выхода
газа с лопаток турбины определяется по формуле (301), то
7)“= 7^(®cos 1 ~Р — + + • (330)
Подставляя значение относительной скорости газа на входе
по формуле (299), получим после преобразований окончатель-
ное выражение для относительного к. п. д. турбины [14]:
2н Г /т----------- и »
=-т— Ф COS aj }/ 1 - Р — — +
ьад L сад
+ <pcos р + т2 (1 — р)------— (2^cosa1 \ — р • (331)
* сад \ cad/j
В многоступенчатой турбине выходная скорость предыдущей
ступени используется на последующей ступени. В соответствии
216
с этим положением относительный к. п. д. на окружности ко-
леса при использовании выходной скорости
<332>
\ С ад /
Относительный к. п. д. турбины зависит от степени реактив-
ности, от конструктивных параметров турбины и от отношения
окружной скорости к теоретической скорости истечения газа
из сопла. На фиг. 111 показано изменение относительного к. п. д.
на окружности колеса при ис-
пользовании выходной скоро-
сти; с увеличением степени ре-
активности к. п. д. несколько
возрастает.
Потери, связанные с утеч-
кой газа через зазоры, учиты-
ваются коэффициентом, пока-
зывающим изменение работы
на венце турбины при наличии
утечек по сравнению с рабо-
той без утечек. Эти потери
можно приближенно опреде-
лить по формуле
^=1-2^, (333)
Фиг. 111. Изменение относитель*
ного к. п. д. турбины с исполь-
зованием (выходной скорости в
и
зависимости от ~— для разных
сад
степеней реакции:
1 - р = 0; 2 - р = 0,2; 3 - р = 0,4.
где 8 — абсолютная величина радиального зазора между рабо-
чей лопаткой и корпусом турбины в мм-
h — высота лопатки турбины в мм.
При вращении ротора турбины происходит трение его о газ.
Мощность, расходуемая на трение, можно определить по эмпи-
рической формуле [1]
л. с., (334)
где р — коэффициент, принимаемый в пределах 5—7;
7 — удельный вес газа, в котором вращается ротор тур-
бины;
D — диаметр конца лопаток;
и — окружная скорость конца лопаток.
Работа трения газа о ротор, отнесенная к 1 кг газа, проте-
кающего через турбину,
Ьв = ^кгм!кг. (335)
Практически эта работа, теряемая на трение о газ, столь
незначительна, что ею часто пренебрегают.
217

Потери на трение в подшипниках турбины определяются
механическим к. п. д., г]м = 0,98 -4-0,99 [12].
Общий к. п. д. турбины представляет отношение тепла, ис-
пользованного на полезную работу, ко всему адиабатическому
теплу, заключенному в газе перед турбиной.
Общий к. п. д. турбины определяется по формуле
• (336)
По величине общего к. п. д. турбины легко находится эффек-
тивная мощность турбины комбинированной установки:
NT-^L^r л- с- (337)
На фиг. 112 показана примерная конструкция пятиступенча-
той газовой турбины мощностью 3000 л. с. при числе оборотов
7200 в минуту. Степень реактивности турбины на среднем диа-
метре 0,5.
ГЛАВА X
РАСЧЕТ ТЕПЛОВЫХ ПРОЦЕССОВ ПО НОМОГРАММАМ
Расчет тепловых процессов в комбинированных двигателях
значительно упрощается, если вместо расчетов по формулам
вести расчет по номограммам. Доцент МВТУ канд. техн, наук
В. В. Филиппов разработал четыре номограммы. При построе-
нии номограмм были использованы теплоемкости по закону
проф. А. Н. Шелеста [28]. Рассчитали и сконструировали номо-
граммы инженеры Б. В. Хромов и В. С. Третьяков.
Номограмма для определения температур и объемов в адиа-
батических процессах показана на фиг. 113. По номограмме
решают уравнение
(338)
у
где v = -тг- — отношение объемов,
а Тч
— отношение температур.
Для удобства пользования номограммой на ней сделаны два
примера.
Пример 1. Продукты сгорания с коэффициентом избытка воздуха
а = 1,7 расширяются от начального объема V] = 1,5 до конечного V2 = 3,375.
Начальная температура Л = 1700° абс. Определить конечную температуру
процесса.
Решение. Проводим луч / через значение z, соответствующее <х= 1,7
1,5 1
и v ~~3~375" ~ ~2 25 ’ И3 точки пересечения его с немой шкалой проводим
луч 2 через значение Ti — 1700° абс. и находим О — 0,82; температуру в конце
процесса расширения находим по формуле Т2 = = 1700 • 0,82 = 1394° абс.
Пример 2. Трехатомный газ сжимается от начальной температуры
7*1 = 300° абс. до конечной Т2 — 556° абс. Начальный объем Vi = 3,82. Опре-
делить объем в конце процесса сжатия.
556
Решение. Проводим луч 3 через 71 = 300° абс. и $ — "зод" — 1,85.
Из точки пересечения его с немой шкалой проводим луч 4 через зна-
чение z = 3 и находим v = 9,48; объем газа в конце процесса сжатия будет
V1 3,82
= =0’403-
220
По номограмме на фиг. 114 определяют температуры и давления в ади-
абатических процессах по формуле
fe-i
Z к = », (339)
где я = — — отношение давлений.
Р1
На номограмме сделаны два примера.
Пример 1. Двухатомный газ (воздух) с начальной температурой
288° абс. сжимается от атмосферного давления до давления р2 — 4,35 ата.
Определить конечную температуру газа.
Решение. Проведя луч 1 через значение л = 4,35 и 7’1 = 288° абс., нахо
дим при z = 2 0 = 1,545. Конечная температура процесса сжатия будет
равна
Г2 = = 288 • 1,545 = 445° абс.
Пример 2. Пятиатомный газ расширяется от начальной температуры
Т1 —300° абс. до температуры 7’2 = 250°абс. при начальном давлении pi =
= 5 ата. Определить давление в конце процесса расширения.
250
Решение. Проведя луч 2 через значение == — 0,84 при z = 5 и
— 300° абс., находим я = ' з ()3~• Конечное давление расширения р*=р^к =
5
= 3 Q3 = 1,648 ата.
По номограмме на фиг. 115 определяют работу адиабатических процес-
сов по формуле
ALV = cv (Tj — Гэ) ккал/кг. (340)
С помощью номограммы находится величина У', зная которую, опреде-
ляют работу
T.z
ALv — $№2b —— Y ккал/кг, (341)
где т — молекулярный вес газа.
На номограмме (фиг. 115) сделаны два примера.
Пример 1. Продукты сгорания (т = 32) с коэффициентом избытка
воздуха а =1,7 (z = 2,15) расширяются от температуры Т\ — 1700° абс. до
Т2 = 1034° абс., определить освобождающуюся при этом работу ALV.
1034
Решение. Проведя луч 1 через 0 = = 0,608 и 7\ — 1700е абс., на-
ходим Y = 1,455.
По формуле (341) находим работу
1700 • 2,15
ALV = 0,9925-----пй----• 1,455 = 164,9 ккал)кг.
Пример 2. Определить конечную температуру процесса сжатия воз-
духа от 7\ = 286° абс., если при этом была затрачена работа VL9 =
=^29,5 ккал/кг.
Решение. Из формулы (341) определяем
ALV 29,5
l\z ~ 286 2“ 1,01
0,9925 0,9925 -jg—
221
Проведя луч 2 через У = 1,51 и 7*1 = 286° абс., находим О = 1,65.
Конечная температура процесса сжатия равна
Г2 = = 286 • 1,65 = 472° абс.
По номограмме на фиг. 115 определяют величину
ALP = ср (7*2 — 7\) по формуле
1,985
ALp = ALV + т 7i (1 — $•) ккал/кг, (342)
где О имеет то же значение, что и при определении ALV.
Номограмма на фиг. 116 дает зависимость между температурами конца
сжатия Т с, конца видимого сгорания Тстепенью повышения давления X
в процессе сгорания и коэффициентом избытка воздуха а.
По номограмме можно решать формулу
+ (1 +7) (т&Т +1,985 ХГ ) = и (1 + 7) ^Тг. (343}
а/ VQ С С g
для топлива со следующим составом:
86,4% С; 12,6% Н; 1% О = 10 000 ккал)кг).
Пример. Из испытаний дизеля известны: а = 2,07,
Тс = 960° абс., X = 1,8; £ = 0,88 и 7 = 0,03.
Определить температуру в конце видимого сгорания Tz.
Решение. По данным Т с и X находим точку на шкале У. Проведя луч
через полученную точку и известное значение а = 2,07 на шкале а, находим
температуру конца видимого сгорания на соответствующей шкале при
$ =0,88 и у = 0,03. В данном примере Т2 = 1900° абс.
Примечание. Если коэффициент выделения тепла £ #= 0,88 и коэф-
фициент остаточных газов 7=# 0,03, то надо подсчитать величину - и ис-
кать Т2 на соответствующей шкале.
ЛИТЕРАТУРА
1. Абианц В. X., Теория авиационных газовых турбин, Оборон-
но, 1953.
2. Андреевский Н. А., Дизели, Машгиз, 1957.
3. Аржан нико в Н. С., Мальцев В. Н., Аэродинамика, Оборон-
но, 1956.
4. Генкин К. И., Рабочий процесс и сгорание в двигателях, Сборник
«Сгорание в транспортных поршневых двигателях», АН СССР, 1951.
5. Глаголев Н. М., Тепловозы, Трансжелдориздат, 1948.
6. Г р и н е в е ц к и й В. И., Проблема тепловоза и ее значение для
России, Издание Теплотехнического института, Москва, 1924.
7. Гриневецкий В. И., Тепловой расчет рабочего процесса (допол-
нение к книге Гюльднера «Газовые, нефтяные и прочие двигатели внутрен-
него сгорания»), Москва, 1907.
8. Гуревич А. Н., Новый тепловозный дизель 2Д-100, «Техника же-
лезных дорог» № 2, 1956.
9. Егорченко' В. Ф., Бабичков А. М., Тяговые расчеты, Транс-
желдориздат, 1952.
10. Е в е н к о В. И., Филиппов В. В., Процессы впуска и выпуска
в паровых машинах, Машгиз, 1955.
11. Жирицкий Г. С., Газовые турбины, Госэнергоиздат, 1948.
12. Кириллов И. И., Газовые турбины и газотурбинные установки,
Машгиз, 1956.
13. Кошкин В. К. и Левин Б. Р., Двигатели со свободно движу-
щимися поршнями, Машгиз, 1954.
14. Кулагин И. И., Теория авиационных газотурбинных двигателей,
Оборонгиз, 1955.
15. М а з и н г Е. К-, Тепловой процесс двигателей внутреннего сгора-
ния, ОНТИ, 1935.
16. Н и г м а ту л и н И. Н., Действительные циклы комбинированных
двигателей, Труды МВТУ, выпуск 35, Машгиз, 1955.
17. Николаев И. И., Газотурбовозы, Трансжелдориздат, 1955.
18. О р л и н А. С., Двухтактные быстроходные двигатели, Машгиз, 1947.
19. Портнов Д. А., Теоретический цикл турбопоршневого двигателя,
Научно-исследовательская лаборатория двигателей, Труды № 1, Маш-
гиз, 1955.
20. Уваров В. В., Газовые турбины, ОНТИ, 1935.
21. Уваров В. В., Профилирование длинных лопаток газовых и паро-
вых турбин, Оборонгиз, 1945.
22. Френкель М. И., Методика сравнения самодействующих клапа-
нов по статическим характеристикам, Труды НИИХИММАШ № 18, Маш-
гиз, 1954.
23. Шелест А. Н. и Ч е р н ы ш е в И. С., Испытание четырехтактного
бескомпрессорного дизеля при переменном режиме работы, «Локомотиво-
строение» № 9, 1935.
24. Шелест А. Н., Тепловоз с механическим генератором газов
сист. А. Шелеста, «Вестник инженеров» № 7, 1927.
223
25. Шелест А. Н., Механические генераторы газов для транспорта
и промышленности, Машгиз, 1954.
26. Ш е л е с т А. Н., Влияние тепловозов на экономику железнодорож-
ного транспорта, «Вестник машиностроения» № 8, 1954.
27. Шелест А. Н., Проблемы экономичных локомотивов, Изд. Тепло-
технического института, 1923.
28. Шелест А. Н., Закон теплоемкости, Машгиз, 1946.
29. Шелест А. Н., Тепловозы, Машгиз, 1957.
30. Шелест А. Н., Механический генератор газов сист. А. Шелеста,
Бюллетень представительства НКПС за границей № 2, 1926-
31. Шелест А. Н., Экспериментальные тепловозы, Энциклопедический
еправочник «Машиностроение», т. 13, Машгиз, 1949.
32. Шелест А. Н., Технико-экономическое обоснование паровозов,
электровозов и тепловозов, Локомотивостроение № 1, 1931.
33. Шелест П. А., Некоторые вопросы теплового расчета двигателей
внутреннего сгорания, «Вестник машиностроения» № 8, 1952.
34. Ш е л е с т П. А., Подъем самодействующего клапана поршневого
компрессора, Труды МВТУ, выпуск 9, Машгиз, 1950.
35. Шелест П. А., Наддув четырехтактных дизелей, «Вестник инже-
неров и техников» № 3, 1946.
36. Ш е л е с т П. А., Расчет процесса сгорания в дизелях, Труды МВТУ,,
выпуск 64, Машгиз, 1955.
37. Ш е л е с т П. А., Работа поршневого компрессора при различных
режимах, Труды МВТУ, выпуск 29, Машгиз. 1954.
38. Brown I., The free Piston Engine, Diesel Progress, September, 1956.
39. Chung Hua and Brown, Journal of the Aeronautical Sciences.
№ 3, 1952.
40. Diesel Railway Traction, № 272, 1955.
41. E i c h e 1 b e r g G., Freikolben—Generatoren, Schweizerische Bauzei-
tung, № 49, November, 1948.
42. Hardy A., Diesel Boiler, Diesel Railway Traction, Oct. 6, 1933.
43. Hammer and Johansson, Transactions of the Institute of Marin
Engineers, May, 1939.
44. Picard F. L., An Experimental Turbo-Diesel Locomotive, Gas and
Oil Power, № 507, vol. L, 1955.
45. Schmidt, Verbrennungsmotoren, Berlin, 1955.
46. S e r e n s e n E., Gas and Oil Power 1955, vol. 50, № 607.
47. Automobile Engineer, vol. 45, № 2, 1955.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
Глава I. Комбинированные турбопоршневые двигатели .... 5
§ 1. Введение................................................. 5'
§ 2. Классификация комбинированных установок • П
§ 3. Четырехтактные механические генераторы газов.... 15
§ 4. Двухтактные механические генераторы газов .... 20
§ 5. Комбинированные двигатели с высоким наддувом. ... 25
§ 6. Генераторы газов со свободно движущимися поршнями. . 29
Глава II. Поршневой компрессор для комбинированных двигателей 42
§ 7. Движение автоматического клапана поршневого компрессора 44
§ 8. Построение индикаторной диаграммы компрессора с учетом
потерь в клапанах............................................. 50
§ 9. Работа поршневого компрессора при различных режимах . 55
§ 10. Конструкции автоматических клапанов.......................65
Глава III. Расчет четырехтактных комбинированных двигателей . 71
§ 11. Введение................................................. 71
§ 12. Определение среднего индикаторного давления, необходи-
мого для привода компрессора комбинированного двигателя. 72
§ 13. Тепловой расчет цилиндра сгорания.........................77
§ 14. Определение размеров цилиндра сгорания и к. п. д. установки. 87
§ 15. Расчет четырехтактного комбинированного двигателя . •
Глава IV. Расчет двухтактных комбинированных двигателей ... 94
§ 16. Выбор давления генерированных газов.......................94
§ 17. Определение основных размеров механического генератора
газов для получения заданной мощности расширительной
машины.........................................................ПО
§ 18. Особенности двухтактных генераторов газа.................112
§ 19. Пример расчета............................................ПФ
Глава V. Турбопоршневые двигатели с высоким наддувом . 116
§ 20. Теоретические основы наддува.............................116
§ 21. Расчет турбопоршневого двигателя.........................121
§ 22. Сравнение комбинированных установок с двухтактными
и четырехтактными камерами сгорания...........................126
Г лава VI. Механические генераторы газов со свободно движущимися
поршнями..........................................................132
§ 23. Основные схемы генераторов со свободно движущимися
поршнями......................................................132
§ 24. Особенности расчета генераторов газа со свободно движу-
щимися поршнями...............................................135
§ 25. Приближенный метод расчета процесса сгорания . . . 140
15 Зак. 3/699 225
Стр.
§ 26. Динамика генераторов газа со свободно движущимися
поршнями 149
§ 27. Пример расчета...........................................156
Глава VII. Топливоподающая аппаратура генераторов газа со
свободно движущимися поршнями.........................160
§ 28. Описание конструкции.....................................160
§ 29. Определение основных размеров топливо подающей системы . 171
Глава VIII. Переменные режимы работы генераторов газа со свободно
движущимися поршнями ...............................173
§ 30. Стабилизатор механического генератора газов со свободно
движущимися поршнями.................................173
§ 31. Построение характеристики работы генератора при пере-
менной длине хода поршня............................. 178
§ 32. Характеристика работы генератора газов со свободно дви-
жущимися поршнями при различных давлениях газа перед
турбиной . . .......................................184
Глава IX. Расчет турбины комбинированной установки .... 190
§ 33. Истечение газа из сопла..................................190
§ 34. Действие струи газа на рабочие лопатки турбины ... 193
§ 35. Решетки турбинных профилей...............................197
§ 36. Расчет турбины комбинированного двигателя................203
Глава X. Расчет тепловых процессов по номограммам..................220
Приложение.........................................................222
Литература.........................................................223
Павел Алексеевич Шелест
КОМБИНИРОВАННЫЕ ТУРБОПОРШНЕВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ
Редактор Л. И. Данилов
Технический редактор В. Д. Элькинд
Корректор С. С. Жарова
Переплет художника А. В. Петрова
Сдано в набор 16/IV 1958 г. Подл, в печ. 20/VIII 1958 г.
Т-08442. Тираж 4 000 экз. Печ. л. 16,0 (6 вкл.).
Уч.-изд. л. 15,5. Бум. л. 8. Формат 60x92x/ie* Зак. 3/699.
Типография № 3 Углетехиздата. Ленинград»
ул. Салтыкова-Щедрина, 54
50
О
50
ПРИЛОЖЕНИЕ
тсу
тср
6,0
5,0
к,О
3,0
2,0
1,0
I
тср
I । Xi I
"S&
тс у
ЛРСу
,х?,
к
О 200 ЛОО 600 800 1000

1,6
1,5
1,ь
1,3
1,2
7

7
/
I
°C
/ <
Ы-

300
250
РШШНШ
1200 °аОс° Н 1 1
Диаграмма TS для 1моля
двухатомны/ газов
(Теплоемкость по закону А. Н. Шелеста)
1^-2-0,9925(Ln-lj+1)
тср=2-0,9925(Ln -^+1)+JoAR
тер-1,985(Ln^+2)
Уо,1

id/ ‘V
I
/
4-
7
-12
// ///
'Z-/&7&
sd-L
Ч ^/гг>/,сч24?7'*7'57 <SZ_
I шш
?Л

200
/
г
I-
77/
Ч-н
L
7
h
150
! / //
&
7
h
/
-10

'L /
-8
7
z
-6
-4
7 / 9
/I/ /
7/ / /
ТТГ!

'l l
z
/г// ~ j
Ц+/- - //^
МДА
/ и //

w/W
I
0
2

// /
I 7 7^
' / / /
/ / /
7
/
100
'ч ^
7/-7 /!
/ / k

-ft
50
ww
Г

0
..—....- 4-37
ккал
моль град
3
4
f/
12
Фиг. 9. Продольный и поперечный разрезы механического генератора газон системы
проф. А. Н. Шелеста:
/ -'ыеховии; 3 — регулятор; 3 — выпускной клапан; 4 — впускной клапан; в — цилиндр сгорании; 4 — компрессор; 1- ком»
нрееаор вспомогательный; в — холодильник; 9 — масляный насос; 10 — распределительный вал; 11 — пусковой илами;
19 — форсунка; 13 — клапан компресеораа
Фиг. 55 Комбинированная тепловая диаграмма. Теплоемкости по закону проф. А. Н. Шелеста.
Зак. 3/099
Фиг. 66. Тепловозный дизель 2Д100
1 — воздуходувка; 2 — привод воздуходувки; 3 — вертикальная передача; 4— валоповоротное устройство; 5 — муфта привода генератора; б — нижний
коленчатый вал; 7— поршень; 3 — шатун; Р — гильза цилиндра; 10 — топливный насос; И — форсунка; 12 — цилиндровый блок; 13 — рама двигателя;
14 — маятниковый антивибратор; 15 — привод к насосам; 16 — водяной насос; 17 — масляный насос; 18 — выпускные патрубки; 19 — регулятор числа
оборотов; 20 — тахометр; 21 — глушитель выпуска; 22 — верхняя крышка цилиндрового блока; 23 — фильтр тонкой очистки топлива; 24 — воздушный
ресивер; 25 — толкатель топливного насоса; 26— верхний коленчатый вал.
t*c
-0
-----*1
1000
900
-/1,8
ООО
700
600
500
13
12
11
10
9JT~
900
300
5,0
200
100
3,0
'50
100
-//4
1,3
—150
1,2-
1,1
i,o
-1/16
-1/17
-1/18
-1/19
-1/20

T^dOc.
2000 -^-1700
1900
1800
1700
1600
1500
1900
1600
1500
MO
Ш0>
1200
1100

1300
1200
1100
1000
900
800
700
600
500
900
300
200 -
100 -

/10
20
19
18
17
16
15
19

7,0
6,0
9,0
2,5
2,0-
1,9-
1,8
1,7-
1,6-
1,5-
1^ -
Фиг. 113. Номограмма В. В. Филиппова для определения температур и
объемов в адиабатических процессах.
Теплоемкости по закону проф. А. Н. Шелеста.
Зак. 3/699
1100
1000
ООО
800
700
600
500
900
300
200
100
P2^Pi
Р2^Р,
- О
50
100
--150
6
12
vz = 77
25
30
35
7
8
9
10
19
16
18
20
Т'абс. t°C
2000
1900
1800
1700
1600
1500
1900
1700
1600
1500
1900
1300
1200
1300
1200
1100
1000
900
800
100
600
500 -
900 -
300
200 -
100
/16
/12
Фиг. 114.
Номограмма В. В.
и давлений в
Теплоемкости по
Филиппова для определения температур
адиабатических процессах.
закону проф. А. Н. Шелеста.

Фиг. 115. Номограмма В. В. Филиппова для определения работы адиабати-
ческих процессов. Теплоемкости по закону проф. А. Н. Шелеста.
Зак. 3/699
Фиг 116. Номограмма В. В. Филиппова для определения температур конца
видимого сгорания. Теплоемкости по закону проф. А. Н. Шелеста.